JP2004098849A - Motion control device for vehicle - Google Patents

Abstract

<P>PROBLEM TO BE SOLVED: To provide a motion control device for a vehicle, preventing the occurrence of excessive rolling angle in a vehicle body when air pressure in a tire for a wheel on the outside in a turning direction is lowered. <P>SOLUTION: The motion control device 10 for the vehicle sets braking forces to be granted to front and rear wheels on the outside in the turning direction during oversteer suppressing control, in such a manner that they start in the proper condition of air pressure in the tires when an absolute value for a lateral acceleration deviation ▵Gy is a reference value a1 or greater and they become reference braking forces Ff1, Fr1 which increase to an upper limit value ff and an upper limit value fr, respectively, with an increase in the absolute value of the lateral acceleration deviation ▵Gy. With the lowering of the air pressure in the tire of one of the front and rear wheels on the outside in the turning direction, the braking forces start when the absolute value for the lateral acceleration deviation ▵Gy is smaller in proportion to the lowering of the air pressure in the tire than the reference value a1 and the upper limit value on the side of the wheel where the air pressure is lowered is smaller in proportion to the lowering of the air pressure in the tire and the upper limit value on the side of the wheel where the air pressure is not lowered is larger in proportion thereto. <P>COPYRIGHT: (C)2004,JPO

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、車両の前輪及び後輪の各車輪に付与される制動力を制御することにより同車両の運動を制御する車両の運動制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来より、車両の車輪のタイヤ空気圧が低下しているとき、車両の旋回状態が不安定にならないように車両の運動を制御することが要求されている。また、一般に、タイヤ空気圧が低下すると同タイヤに発生するコーナリングフォースが低下するので、前輪のタイヤ空気圧が後輪のタイヤ空気圧よりも相対的に低下すると車両の旋回状態がアンダーステアの状態になる傾向がある一方で、後輪のタイヤ空気圧が前輪のタイヤ空気圧よりも相対的に低下すると車両の旋回状態がオーバーステアの状態になる傾向がある。
【０００３】
以上のことから、例えば、下記特許文献１に開示された車両の運動制御装置は、車両が旋回状態にあるとき、前輪のタイヤ空気圧が後輪のタイヤ空気圧よりも相対的に低下した場合、上記アンダーステアの状態が解消する方向に後輪の転舵角を制御するとともに、後輪のタイヤ空気圧が前輪のタイヤ空気圧よりも相対的に低下した場合、上記オーバーステアの状態が解消する方向に後輪の転舵角を制御するようになっている。これによれば、車両が旋回状態にあるとき、車両は各車輪のタイヤ空気圧が適正値であるときに得られる旋回状態と同様な安定した旋回状態を維持することができる。
【０００４】
【特許文献１】
特開昭６２−５９１６９号公報
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、一般に、車両が旋回状態にあるとき、旋回方向における外側の車輪のタイヤ空気圧が低下していると、タイヤの変形量が大きくなることで同車輪の回転中心の路面からの高さが低くなり、その結果、同車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて車体に過大なロール角が発生する傾向が大きくなる。しかしながら、上記開示された装置においては、上記のようにタイヤ空気圧の低下に基いて発生するアンダーステアの状態又はオーバーステアの状態を解消することができるものの、タイヤ空気圧の低下に基く過大なロール角の発生を防止する点が考慮されていない。従って、車両が旋回状態にあって旋回方向における外側の車輪のタイヤ空気圧が低下しているとき、車体に過大なロール角が発生する可能性があるという問題があった。
【０００６】
従って、本発明の目的は、旋回方向における外側の車輪のタイヤ空気圧が低下している場合に車体に過大なロール角が発生することを防止し得る車両の運動制御装置を提供することにある。
【０００７】
【発明の概要】
本発明の特徴は、車両が旋回状態にあるとき、同車両の安定性が確保されるように同車両の各車輪に付与される制動力を制御する制動力制御手段を備える車両の運動制御装置が、前記各車輪のタイヤ空気圧をそれぞれ取得する空気圧取得手段を備え、前記制動力制御手段は、前記車両が旋回状態にあって、且つ旋回方向における外側の車輪のうちの少なくとも一つのタイヤ空気圧が対応するタイヤ空気圧低下判定基準値よりも低いとき、同車両が旋回状態にあって、且つ同外側の車輪の全てのタイヤ空気圧がそれぞれ対応するタイヤ空気圧低下判定基準値以上であるときに比して、前記各車輪に制動力が付与された結果として同車両に働く同旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが大きくなるように同各車輪に付与される制動力を制御するように構成されたことにある。ここにおいて、車両に働く旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくするためには、例えば、旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和を大きくしたり、旋回方向における内側の車輪に付与される各制動力の総和を小さくすればよい。
【０００８】
車体に発生するロール角の大きさは、車両に働く加速度の車体左右方向の成分である実横加速度の大きさに依存し、同実横加速度の増加に応じて大きくなる。
一方、車両に働く実横加速度の大きさは、車両の旋回方向と反対方向にヨーイングモーメントを車両に発生させることにより、又は車両を減速させることにより小さくなる。
【０００９】
従って、車両が旋回状態にあって同車両の安定性を確保するために各車輪に制動力が付与される場合、上記のように、旋回方向における外側の車輪のうちの少なくとも一つのタイヤ空気圧が対応するタイヤ空気圧低下判定基準値よりも低いとき（以下、「外側タイヤ空気圧低下時」と称呼する。）、同外側の車輪の全てのタイヤ空気圧がそれぞれ対応するタイヤ空気圧低下判定基準値以上であるとき（以下、「外側タイヤ空気圧適正時」と称呼する。）に比して、各車輪に制動力が付与された結果として車両に働く旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが大きくなるように構成すれば、外側タイヤ空気圧低下時において、外側タイヤ空気圧適正時に比して車両に働く実横加速度が低減されて車体に過大なロール角が発生することが防止され得る。
【００１０】
この場合、前記制動力制御手段は、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくする程度を、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて大きくするように構成されることが好適である。先に述べたように、車両が旋回状態にあるとき、旋回方向における外側の車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて車体に過大なロール角が発生する傾向が大きくなる。従って、上記のように構成すれば、タイヤ空気圧の低下に基いて過大なロール角が発生する傾向が大きくなる程度に応じてロール角の増大を防止する程度が過不足なく設定され、車両の安定性を良好に維持しつつ車体に過大なロール角が発生することが防止され得る。
【００１１】
また、上記車両の運動制御装置においては、前記制動力制御手段は、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくするために、同旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和を大きくするように構成されることが好適である。これによれば、外側タイヤ空気圧低下時において、外側タイヤ空気圧適正時に比して各車輪に付与される制動力の総和が大きくなり、この結果、車両を減速させる減速力も大きくなる。従って、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントの作用による車両に働く実横加速度の低減効果と前記減速力の作用による実横加速度の低減効果とが相俟って、外側タイヤ空気圧低下時において、より一層車体に過大なロール角が発生することが防止され得る。
【００１２】
上記のように、前記制動力制御手段が、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくするために同旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和を大きくするように構成される場合、同制動力制御手段は、各車輪に付与される制動力の上限値をそれぞれ設定するとともに、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて同少なくとも一つの車輪に付与される制動力の前記上限値を低くするように構成されることが好適である。
【００１３】
この場合、外側タイヤ空気圧低下時において、外側タイヤ空気圧適正時に比して旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和を大きくするためには、タイヤ空気圧が対応するタイヤ空気圧低下判定基準値よりも低くなっている少なくとも一つの車輪（以下、「空気圧低下車輪」と称呼する。）以外の旋回方向における外側の車輪に付与される制動力（の上限値）を外側タイヤ空気圧適正時に比して大きく設定する。
【００１４】
空気圧低下車輪に過大な制動力を加えると、同車輪のタイヤが変形して同車輪の回転中心の路面からの高さが低くなり、車体に過大なロール角が発生する傾向が大きくなる。これに対し、上記のように、空気圧低下車輪に付与される制動力を同車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて低くなる上限値を超えないように制御すれば、同空気圧低下車輪のタイヤの変形の程度を小さく維持することができ、上述した旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントの作用による車両に働く実横加速度の低減効果、及び前記減速力の作用による実横加速度の低減効果と相俟ってさらに一層車体に過大なロール角が発生することが防止され得る。
【００１５】
また、上記した車両の運動制御装置においては、前記制動力制御手段は、前記車両が旋回状態にあるときであって、且つ、同車両の安定性の低下の程度が所定の程度を超えたときに同車両の安定性を確保するための制動力を同車両の各車輪に付与開始するとともに、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて前記所定の程度を小さくするように構成されることが好適である。
【００１６】
これによれば、車両が旋回状態にあって車両の安定性の低下が進行する過程にて、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じたより早い段階から旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力を各車輪に付与開始することが可能となる。従って、外側タイヤ空気圧低下時において、外側タイヤ空気圧適正時に比して前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて滑らかに大きくすることができる。
【００１７】
【発明の実施の形態】
以下、本発明による車両の運動制御装置の一実施形態について図面を参照しつつ説明する。図１は、本発明の実施形態に係る車両の運動制御装置１０を搭載した車両の概略構成を示している。この車両は、操舵輪であり且つ非駆動輪である前２輪（左前輪ＦＬ及び右前輪ＦＲ）と、駆動輪である後２輪（左後輪ＲＬ及び右後輪ＲＲ）を備えた後輪駆動方式の４輪車両である。
【００１８】
この車両の運動制御装置１０は、操舵輪ＦＬ，ＦＲを転舵するための前輪転舵機構部２０と、駆動力を発生するとともに同駆動力を駆動輪ＲＬ，ＲＲに伝達する駆動力伝達機構部３０と、各車輪にブレーキ液圧によるブレーキ力を発生させるためのブレーキ液圧制御装置４０と、各種センサから構成されるセンサ部５０と、電気式制御装置６０とを含んで構成されている。
【００１９】
前輪転舵機構部２０は、ステアリング２１と、同ステアリング２１と一体的に回動可能なコラム２２と、同コラム２２に連結された転舵アクチュエータ２３と、同転舵アクチュエータ２３により車体左右方向に移動させられるタイロッドを含むとともに同タイロッドの移動により操舵輪ＦＬ，ＦＲを転舵可能なリンクを含んだリンク機構部２４とから構成されている。これにより、ステアリング２１が中立位置（基準位置）から回転することで操舵輪ＦＬ，ＦＲの転舵角が車両が直進する基準角度から変更されるようになっている。
【００２０】
転舵アクチュエータ２３は、所謂公知の油圧式パワーステアリング装置を含んで構成されており、ステアリング２１、即ちコラム２２の回転トルクに応じてタイロッドを移動させる助成力を発生し、同ステアリング２１の中立位置からのステアリング角度θｓに比例して同助成力によりタイロッドを中立位置から車体左右方向へ変位させるものである。なお、かかる転舵アクチュエータ２３の構成及び作動は周知であるので、ここでは、その詳細な説明を省略する。
【００２１】
駆動力伝達機構部３０は、駆動力を発生するエンジン３１と、同エンジン３１の吸気管３１ａ内に配置されるとともに吸気通路の開口断面積を可変とするスロットル弁ＴＨの開度を制御するＤＣモータからなるスロットル弁アクチュエータ３２と、エンジン３１の図示しない吸気ポート近傍に燃料を噴射するインジェクタを含む燃料噴射装置３３と、エンジン３１の出力軸に接続されたトランスミッション３４と、同トランスミッション３４から伝達される駆動力を適宜分配して後輪ＲＲ，ＲＬに伝達するディファレンシャルギヤ３５とを含んで構成されている。
【００２２】
ブレーキ液圧制御装置４０は、その概略構成を表す図２に示すように、高圧発生部４１と、ブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧を発生するブレーキ液圧発生部４２と、各車輪ＦＲ，ＦＬ，ＲＲ，ＲＬにそれぞれ配置されたホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌ，Ｗｒｒ，Ｗｒｌに供給するブレーキ液圧をそれぞれ調整可能なＦＲブレーキ液圧調整部４３，ＦＬブレーキ液圧調整部４４，ＲＲブレーキ液圧調整部４５，ＲＬブレーキ液圧調整部４６とを含んで構成されている。
【００２３】
高圧発生部４１は、電動モータＭと、同電動モータＭにより駆動されるとともにリザーバＲＳ内のブレーキ液を昇圧する液圧ポンプＨＰと、液圧ポンプＨＰの吐出側にチェック弁ＣＶＨを介して接続されるとともに同液圧ポンプＨＰにより昇圧されたブレーキ液を貯留するアキュムレータＡｃｃとを含んで構成されている。
【００２４】
電動モータＭは、アキュムレータＡｃｃ内の液圧が所定の下限値を下回ったとき駆動され、同アキュムレータＡｃｃ内の液圧が所定の上限値を上回ったとき停止されるようになっており、これにより、アキュムレータＡｃｃ内の液圧は常時所定の範囲内の高圧に維持されるようになっている。
【００２５】
また、アキュムレータＡｃｃとリザーバＲＳとの間にリリーフ弁ＲＶが配設されており、アキュムレータＡｃｃ内の液圧が前記高圧より異常に高い圧力になったときに同アキュムレータＡｃｃ内のブレーキ液がリザーバＲＳに戻されるようになっている。これにより、高圧発生部４１の液圧回路が保護されるようになっている。
【００２６】
ブレーキ液圧発生部４２は、ブレーキペダルＢＰの作動により応動するハイドロブースタＨＢと、同ハイドロブースタＨＢに連結されたマスタシリンダＭＣとから構成されている。ハイドロブースタＨＢは、液圧高圧発生部４１から供給される前記高圧を利用してブレーキペダルＢＰの操作力を所定の割合で助勢し同助勢された操作力をマスタシリンダＭＣに伝達するようになっている。
【００２７】
マスタシリンダＭＣは、前記助勢された操作力に応じたマスタシリンダ液圧を発生するようになっている。また、ハイドロブースタＨＢは、マスタシリンダ液圧を入力することによりマスタシリンダ液圧と略同一の液圧である前記助勢された操作力に応じたレギュレータ液圧を発生するようになっている。これらマスタシリンダＭＣ及びハイドロブースタＨＢの構成及び作動は周知であるので、ここではそれらの詳細な説明を省略する。このようにして、マスタシリンダＭＣ及びハイドロブースタＨＢは、ブレーキペダルＢＰの操作力に応じたマスタシリンダ液圧及びレギュレータ液圧をそれぞれ発生するようになっている。
【００２８】
マスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流側及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流側の各々との間には、３ポート２位置切換型の電磁弁である制御弁ＳＡ１が介装されている。同様に、ハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流側及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流側の各々との間には、３ポート２位置切換型の電磁弁である制御弁ＳＡ２が介装されている。また、高圧発生部４１と制御弁ＳＡ１及び制御弁ＳＡ２の各々との間には、２ポート２位置切換型の常閉電磁開閉弁である切換弁ＳＴＲが介装されている。
【００２９】
制御弁ＳＡ１は、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々とを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々との連通を遮断して切換弁ＳＴＲとＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々とを連通するようになっている。
【００３０】
制御弁ＳＡ２は、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々とを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときハイドロブースタＨＢとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々との連通を遮断して切換弁ＳＴＲとＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々とを連通するようになっている。
【００３１】
これにより、ＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の上流部の各々には、制御弁ＳＡ１が第１の位置にあるときマスタシリンダ液圧が供給されるとともに、制御弁ＳＡ１が第２の位置にあり且つ切換弁ＳＴＲが第２の位置（励磁状態における位置）にあるとき高圧発生部４１が発生する高圧が供給されるようになっている。
【００３２】
同様に、ＲＲブレーキ液圧調整部４５の上流部及びＲＬブレーキ液圧調整部４６の上流部の各々には、制御弁ＳＡ２が第１の位置にあるときレギュレータ液圧が供給されるとともに、制御弁ＳＡ２が第２の位置にあり且つ切換弁ＳＴＲが第２の位置にあるとき高圧発生部４１が発生する高圧が供給されるようになっている。
【００３３】
ＦＲブレーキ液圧調整部４３は、２ポート２位置切換型の常開電磁開閉弁である増圧弁ＰＵｆｒと、２ポート２位置切換型の常閉電磁開閉弁である減圧弁ＰＤｆｒ
とから構成されており、増圧弁ＰＵｆｒは、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部とホイールシリンダＷｆｒとを連通するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部とホイールシリンダＷｆｒとの連通を遮断するようになっている。減圧弁ＰＤｆｒは、図２に示す第１の位置（非励磁状態における位置）にあるときホイールシリンダＷｆｒとリザーバＲＳとの連通を遮断するとともに、第２の位置（励磁状態における位置）にあるときホイールシリンダＷｆｒとリザーバＲＳとを連通するようになっている。
【００３４】
これにより、ホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧は、増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒが共に第１の位置にあるときホイールシリンダＷｆｒ内にＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部の液圧が供給されることにより増圧され、増圧弁ＰＵｆｒが第２の位置にあり且つ減圧弁ＰＤｆｒが第１の位置にあるときＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部の液圧に拘わらずその時点の液圧に保持されるとともに、増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒが共に第２の位置にあるときホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液がリザーバＲＳに戻されることにより減圧されるようになっている。
【００３５】
また、増圧弁ＰＵｆｒにはブレーキ液のホイールシリンダＷｆｒ側からＦＲブレーキ液圧調整部４３の上流部への一方向の流れのみを許容するチェック弁ＣＶ１が並列に配設されており、これにより、制御弁ＳＡ１が第１の位置にある状態で操作されているブレーキペダルＢＰが開放されたときホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧が迅速に減圧されるようになっている。
【００３６】
同様に、ＦＬブレーキ液圧調整部４４，ＲＲブレーキ液圧調整部４５及びＲＬブレーキ液圧調整部４６は、それぞれ、増圧弁ＰＵｆｌ及び減圧弁ＰＤｆｌ，増圧弁ＰＵｒｒ及び減圧弁ＰＤｒｒ，増圧弁ＰＵｒｌ及び減圧弁ＰＤｒｌから構成されており、これらの各増圧弁及び各減圧弁の位置が制御されることにより、ホイールシリンダＷｆｌ，ホイールシリンダＷｒｒ及びホイールシリンダＷｒｌ内のブレーキ液圧をそれぞれ増圧、保持、減圧できるようになっている。また、増圧弁ＰＵｆｌ，ＰＵｒｒ及びＰＵｒｌの各々にも、上記チェック弁ＣＶ１と同様の機能を達成し得るチェック弁ＣＶ２，ＣＶ３及びＣＶ４がそれぞれ並列に配設されている。
【００３７】
また、制御弁ＳＡ１にはブレーキ液の上流側から下流側への一方向の流れのみを許容するチェック弁ＣＶ５が並列に配設されており、同制御弁ＳＡ１が第２の位置にあってマスタシリンダＭＣとＦＲブレーキ液圧調整部４３及びＦＬブレーキ液圧調整部４４の各々との連通が遮断されている状態にあるときに、ブレーキペダルＢＰを操作することによりホイールシリンダＷｆｒ，Ｗｆｌ内のブレーキ液圧が増圧され得るようになっている。また、制御弁ＳＡ２にも、上記チェック弁ＣＶ５と同様の機能を達成し得るチェック弁ＣＶ６が並列に配設されている。
【００３８】
以上、説明した構成により、ブレーキ液圧制御装置４０は、全ての電磁弁が第１の位置にあるときブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧を各ホイールシリンダに供給できるようになっている。また、この状態において、例えば、増圧弁ＰＵｒｒ及び減圧弁ＰＤｒｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｒｒ内のブレーキ液圧のみを所定量だけ減圧することができるようになっている。
【００３９】
また、ブレーキ液圧制御装置４０は、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態（開放されている状態）において、例えば、制御弁ＳＡ１，切換弁ＳＴＲ及び増圧弁ＰＵｆｌを共に第２の位置に切換るとともに増圧弁ＰＵｆｒ及び減圧弁ＰＤｆｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｆｌ内のブレーキ液圧を保持した状態で高圧発生部４１が発生する高圧を利用してホイールシリンダＷｆｒ内のブレーキ液圧のみを所定量だけ増圧することもできるようになっている。このようにして、ブレーキ液圧制御装置４０は、ブレーキペダルＢＰの操作に拘わらず、各車輪のホイールシリンダ内のブレーキ液圧をそれぞれ独立して制御し、各車輪毎に独立して所定のブレーキ力を付与することができるようになっている。
【００４０】
再び図１を参照すると、センサ部５０は、各車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ及びＲＲが所定角度回転する度にパルスを有する信号をそれぞれ出力するロータリーエンコーダから構成される車輪速度センサ５１ｆｌ，５１ｆｒ，５１ｒｌ及び５１ｒｒと、ステアリング２１の中立位置からの回転角度を検出し、ステアリング角度θｓを示す信号を出力するステアリング角度センサ５２と、運転者により操作されるアクセルペダルＡＰの操作量を検出し、同アクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐを示す信号を出力するアクセル開度センサ５３と、車両に働く実際の加速度の車体左右方向の成分である横加速度を検出し、横加速度Ｇｙ（ｍ／ｓ^２）を示す信号を出力する横加速度センサ５４と、運転者によりブレーキペダルＢＰが操作されているか否かを検出し、ブレーキ操作の有無を示す信号を出力するブレーキスイッチ５５と、各車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬ及びＲＲのタイヤ空気圧をそれぞれ検出し、各タイヤ空気圧Ｐｆｌ，Ｐｆｒ，Ｐｒｌ，Ｐｒｒを示す信号をそれぞれ出力する空気圧取得手段としてのタイヤ空気圧センサ５６ｆｌ，５６ｆｒ，５６ｒｌ及び５６ｒｒとから構成されている。
【００４１】
ステアリング角度θｓは、ステアリング２１が中立位置にあるときに「０」となり、同中立位置からステアリング２１を（ドライバーから見て）反時計まわりの方向へ回転させたときに正の値、同中立位置から同ステアリング２１を時計まわりの方向へ回転させたときに負の値となるように設定されている。また、横加速度Ｇｙは、車両が左方向へ旋回しているときに正の値、車両が右方向へ旋回しているときに負の値となるように設定されている。
【００４２】
電気式制御装置６０は、互いにバスで接続されたＣＰＵ６１、ＣＰＵ６１が実行するルーチン（プログラム）、テーブル（ルックアップテーブル、マップ）、定数等を予め記憶したＲＯＭ６２、ＣＰＵ６１が必要に応じてデータを一時的に格納するＲＡＭ６３、電源が投入された状態でデータを格納するとともに同格納したデータを電源が遮断されている間も保持するバックアップＲＡＭ６４、及びＡＤコンバータを含むインターフェース６５等からなるマイクロコンピュータである。インターフェース６５は、前記センサ５１〜５６と接続され、ＣＰＵ６１にセンサ５１〜５６からの信号を供給するとともに、同ＣＰＵ６１の指示に応じてブレーキ液圧制御装置４０の各電磁弁及びモータＭ、スロットル弁アクチュエータ３２、及び燃料噴射装置３３に駆動信号を送出するようになっている。
【００４３】
これにより、スロットル弁アクチュエータ３２は、スロットル弁ＴＨの開度がアクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐに応じた開度になるように同スロットル弁ＴＨを駆動するとともに、燃料噴射装置３３は、スロットル弁ＴＨの開度に応じた吸入空気量に対して所定の目標空燃比（理論空燃比）を得るために必要な量の燃料を噴射するようになっている。
【００４４】
（本発明による車両の運動制御の概要）
本発明による車両の運動制御装置１０は、車両の運動モデルから導かれる所定の規則としての理論式である下記数１に基いて目標横加速度Ｇｙｔ（ｍ／ｓ^２）を算出する。この目標横加速度Ｇｙｔは、車両が左方向へ旋回しているとき（ステアリング角度θｓ（ｄｅｇ）が正の値のとき）に正の値、車両が右方向へ旋回しているとき（ステアリング角度θｓが負の値のとき）に負の値となるように設定される。なお、この理論式は、ステアリング角度及び車体速度が共に一定である状態で車両が旋回するとき（定常円旋回時）に車両に働く横加速度の理論値を算出する式である。
【００４５】
【数１】
Ｇｙｔ＝（Ｖｓｏ^２・θｓ）／（ｎ・ｌ）・（１／（１＋Ｋｈ・Ｖｓｏ^２））
【００４６】
上記数１において、Ｖｓｏは後述するように算出される推定車体速度（ｍ／ｓ）である。また、ｎは操舵輪ＦＬ，ＦＲの転舵角度の変化量に対するステアリング２１の回転角度の変化量の割合であるギヤ比（一定値）であり、ｌは車体により決定される一定値である車両のホイールベース（ｍ）であり、Ｋｈは車体により決定される一定値であるスタビリティファクタ（ｓ^２／ｍ^２）である。
【００４７】
次に、本装置は、下記数２に基いて、上述したように計算した目標横加速度Ｇｙｔの絶対値と横加速度センサ５４により得られる実際の横加速度Ｇｙの絶対値との偏差である横加速度偏差ΔＧｙ（ｍ／ｓ^２）を算出する。
【００４８】
【数２】
ΔＧｙ＝｜Ｇｙｔ｜−｜Ｇｙ｜
【００４９】
＜アンダーステア抑制制御＞
そして、この横加速度偏差ΔＧｙの値が正の所定値以上であるとき、車両は目標横加速度Ｇｙｔが同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が大きくなる状態（以下、「アンダーステア状態」と称呼する。）にあるので、本装置は、車両の旋回状態がアンダーステア状態にあると判定し、アンダーステア状態を抑制するためのアンダーステア抑制制御（以下、「ＵＳ抑制制御」と称呼する。）を実行する。
【００５０】
具体的には、本装置は、旋回方向内側の後輪のみに上記横加速度偏差ΔＧｙの値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実際の横加速度Ｇｙの絶対値が大きくなり、実際の横加速度Ｇｙが目標横加速度Ｇｙｔに近づくように制御される。なお、かかるＵＳ抑制制御時において強制的に発生させられる上記所定のブレーキ力の大きさは、旋回方向外側の車輪のタイヤ空気圧が低下しているか否かに依存しない。
【００５１】
＜オーバーステア抑制制御＞
これに対し、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値であって、その絶対値（車両の安定性の低下の程度）が所定値（所定の程度、ＯＳ抑制制御時制御開始値）以上であるとき、車両は目標横加速度Ｇｙｔが同車両に発生していると仮定したときの旋回半径よりも同旋回半径が小さくなる状態（以下、「オーバーステア状態」と称呼する。）にあるので、本装置は、車両の旋回状態がオーバーステア状態にあると判定し、オーバーステア状態を抑制するためのオーバーステア抑制制御（以下、「ＯＳ抑制制御」と称呼する。）を実行する。
【００５２】
具体的には、本装置は、ＯＳ抑制制御時において左方向に旋回している車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を表す図３（ａ）（ｂ）に示すように、旋回方向外側の前後輪に上記横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実際の横加速度Ｇｙの絶対値が小さくなり、実際の横加速度Ｇｙが目標横加速度Ｇｙｔに近づくように制御される。ここで、かかるＯＳ抑制制御時において強制的に発生させられる上記所定のブレーキ力の大きさは、以下に説明するように、旋回方向外側の車輪のタイヤ空気圧が低下しているか否かに依存する。
【００５３】
まず、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）のタイヤ空気圧Ｐｏｆ　（＝Ｐｆｒ）が前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ（一定値）以上であって、且つ、旋回方向外側の後輪（図３において車輪ＲＲ）のタイヤ空気圧Ｐｏｒ　（＝Ｐｒｒ）が一定値である後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ（一定値）以上の場合（外側タイヤ空気圧適正時）について説明すると、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ａ）に実線にて示したＯＳ抑制制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ１になるように設定される。このＯＳ抑制制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ１は、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１以下のときには「０」になり、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１を超えるときには同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１から増加するに従い、「０」から前輪側基準上限値ｆｆに到達するまで所定の勾配θ１をもって増加するとともに、前輪側基準上限値ｆｆに到達した後は同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が増加しても同前輪側基準上限値ｆｆ一定になるように設定される。
【００５４】
また、このとき、旋回方向外側の後輪（図３において車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ｂ）に実線にて示したＯＳ抑制制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ１になるように設定される。このＯＳ抑制制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ１は、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が上記ＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１以下のときには「０」になり、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１を超えるときには同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１から増加するに従い、「０」から後輪側基準上限値ｆｒ（＜前輪側基準上限値ｆｆ）に到達するまで所定の勾配θ１をもって増加するとともに、後輪側基準上限値ｆｒに到達した後は同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が増加しても同後輪側基準上限値ｆｒ一定になるように設定される。
【００５５】
次に、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）のタイヤ空気圧Ｐｏｆ　（＝Ｐｆｒ）が前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ（一定値）未満であるとき（外側タイヤ空気圧低下時）について説明すると、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ａ）に破線で示したように、ＯＳ抑制制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ１に対して、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値のＯＳ抑制制御時制御開始値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏ分だけＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時前輪側制限量βｆｄｏ分だけ前輪側基準上限値ｆｆよりも小さい値になるように設定される。
【００５６】
また、このとき、旋回方向外側の後輪（図３において車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ｂ）に破線で示したように、ＯＳ抑制制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ１に対して、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値のＯＳ抑制制御時制御開始値が、上記ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏ分だけＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時後輪側補充量βｒｕｏ分だけ後輪側基準上限値ｆｒよりも大きい値になるように設定される。ここで、ＯＳ抑制制御時後輪側補充量βｒｕｏは、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に拘わらず常にＯＳ抑制制御時前輪側制限量βｆｄｏよりも大きくなるように設定される。
【００５７】
一方、旋回方向外側の後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが上記後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ未満であるとき（外側タイヤ空気圧低下時）について説明すると、旋回方向外側の前輪に発生するブレーキ力は、ＯＳ抑制制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ１に対して、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値のＯＳ抑制制御時制御開始値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏ分だけＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時前輪側補充量βｆｕｏ分だけ前輪側基準上限値ｆｆよりも大きい値になるように設定される。
【００５８】
また、このとき、旋回方向外側の後輪に発生するブレーキ力は、ＯＳ抑制制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ１に対して、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値のＯＳ抑制制御時制御開始値が、上記ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏ分だけＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定されるＯＳ抑制制御時後輪側制限量βｒｄｏ分だけ後輪側基準上限値ｆｒよりも小さい値になるように設定される。ここで、ＯＳ抑制制御時前輪側補充量βｆｕｏは、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に拘わらず常にＯＳ抑制制御時後輪側制限量βｒｄｏよりも大きくなるように設定される。
【００５９】
以上のように、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時よりも、空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて旋回方向外側の車輪に付与されるブレーキ力の総和（図３においてＦＲブレーキ力とＲＲブレーキ力との和）が大きくなるように設定され、空気圧低下車輪のタイヤに付与されるブレーキ力の上限値が空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて低くなるように設定されるとともに、ＯＳ抑制制御が開始される際の車両の安定性の低下の程度（所定の程度、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値、ＯＳ抑制制御時制御開始値）が空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて小さくなるように設定される。
【００６０】
＜横転防止制御＞
また、本装置は、横加速度センサ５４により得られる実際の横加速度Ｇｙの絶対値（車両の安定性の低下の程度）が所定値（所定の程度、横転防止制御時制御開始値）以上であるとき、同実際の横加速度Ｇｙの絶対値に応じて発生するロール角を小さくするための横転防止制御を実行する。
【００６１】
具体的には、本装置は、横転防止制御時において左方向に旋回している車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を表す図３（ｃ）（ｄ）に示すように、旋回方向外側の前後輪に上記実際の横加速度Ｇｙの絶対値に応じた所定のブレーキ力を発生させて車両に対して旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを強制的に発生させる。これにより、実際の横加速度Ｇｙの絶対値が小さくなり、車体に発生するロール角が小さくなるように制御される。ここで、かかる横転防止制御時において強制的に発生させられる上記所定のブレーキ力の大きさも、上記ＯＳ抑制制御時と同様、旋回方向外側の車輪のタイヤ空気圧が低下しているか否かに依存する。
【００６２】
まず、外側タイヤ空気圧適正時について説明すると、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）に発生するブレーキ力は、先に説明した図３（ａ）に実線にて示したＯＳ抑制制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ１と同様に、図３（ｃ）に実線にて示した横転防止制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ２になるように設定される。
【００６３】
また、このとき、旋回方向外側の後輪（図３において車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、先に説明した図３（ｂ）に実線にて示したＯＳ抑制制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ１と同様に、図３（ｄ）に実線にて示した横転防止制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ２になるように設定される。
【００６４】
次に、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）のタイヤ空気圧Ｐｏｆ　（＝Ｐｆｒ）が前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ（一定値）未満であるとき（外側タイヤ空気圧低下時）について説明すると、旋回方向外側の前輪（図３において車輪ＦＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ｃ）に破線で示したように、横転防止制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ２に対して、横加速度Ｇｙの絶対値の横転防止制御時制御開始値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時早期制御開始量αｓｒ分だけ横転防止制御時制御開始基準値ａ２よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時前輪側制限量βｆｄｒ分だけ前輪側基準上限値ｆｆよりも小さい値になるように設定される。
【００６５】
また、このとき、旋回方向外側の後輪（図３において車輪ＲＲ）に発生するブレーキ力は、図３（ｄ）に破線で示したように、横転防止制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ２に対して、横加速度Ｇｙの絶対値の横転防止制御時制御開始値が、上記横転防止制御時早期制御開始量αｓｒ分だけ横転防止制御時制御開始基準値ａ２よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時後輪側補充量βｒｕｒ分だけ後輪側基準上限値ｆｒよりも大きい値になるように設定される。ここで、横転防止制御時後輪側補充量βｒｕｒは、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆの前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆからの低下量に拘わらず常に横転防止制御時前輪側制限量βｆｄｒよりも大きくなるように設定される。
【００６６】
一方、旋回方向外側の後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが上記後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ未満であるとき（外側タイヤ空気圧低下時）について説明すると、旋回方向外側の前輪に発生するブレーキ力は、横転防止制御時前輪側基準ブレーキ力Ｆｆ２に対して、横加速度Ｇｙの絶対値の横転防止制御時制御開始値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時早期制御開始量αｓｒ分だけ横転防止制御時制御開始基準値ａ２よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時前輪側補充量βｆｕｒ分だけ前輪側基準上限値ｆｆよりも大きい値になるように設定される。
【００６７】
また、このとき、旋回方向外側の後輪に発生するブレーキ力は、横転防止制御時後輪側基準ブレーキ力Ｆｒ２に対して、横加速度Ｇｙの絶対値の横転防止制御時制御開始値が、上記横転防止制御時早期制御開始量αｓｒ分だけ横転防止制御時制御開始基準値ａ２よりも小さい値になるように設定されるとともに、上限値が、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に応じて増加するように決定される横転防止制御時後輪側制限量βｒｄｒ分だけ後輪側基準上限値ｆｒよりも小さい値になるように設定される。ここで、横転防止制御時前輪側補充量βｆｕｒは、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒの後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆからの低下量に拘わらず常に横転防止制御時後輪側制限量βｒｄｒよりも大きくなるように設定される。
【００６８】
なお、横転防止制御とＯＳ抑制制御とが重畳して実行される場合、即ち、実際の横加速度Ｇｙの絶対値が横転防止制御時制御開始値以上であって、且つ、横加速度偏差ΔＧｙが負の値であってその絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始値以上である場合、旋回方向外側の前後輪に発生するブレーキ力は、それぞれ、横転防止制御に基いて決定されたブレーキ力とＯＳ抑制制御に基いて決定されたブレーキ力のうちの大きい方のブレーキ力になるように設定される。
【００６９】
以上のように、横転防止制御時においても、ＯＳ抑制制御時と同様、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時よりも、空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて旋回方向外側の車輪に付与されるブレーキ力の総和（図３においてＦＲブレーキ力とＲＲブレーキ力との和）が大きくなるように設定され、空気圧低下車輪のタイヤに付与されるブレーキ力の上限値が空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて低くなるように設定されるとともに、横転防止制御が開始される際の車両の安定性の低下の程度（所定の程度、横加速度Ｇｙの絶対値、横転防止制御時制御開始値）が空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて小さくなるように設定される。
【００７０】
このようにして、本装置は、ＵＳ抑制制御、ＯＳ抑制制御、及び横転防止制御（以下、これらを併せて「旋回時安定性制御」と総称する。）を実行して車両の安定性が確保されるように各車輪に所定の制動力を付与する。また、旋回時安定性制御を実行する際に、後述するアンチスキッド制御、前後制動力配分制御、及びトラクション制御のうちのいずれか一つも併せて実行する必要があるとき、本装置は、同いずれか一つの制御を実行するために各車輪に付与すべきブレーキ力をも考慮して各車輪に付与すべきブレーキ力を最終的に決定する。以上が、本発明による車両の運動制御の概要である。
【００７１】
（実際の作動）
次に、以上のように構成された本発明による車両の運動制御装置１０の実際の作動について、電気式制御装置６０のＣＰＵ６１が実行するルーチンをフローチャートにより示した図４〜図６，図１０，図１４〜図１６、及び、これら各種ルーチンを実行する際に使用する各種テーブルをグラフにより示した図７〜図９，図１１〜図１３を参照しながら説明する。なお、各種変数・フラグ・符号等の末尾に付された「＊＊」は、同各種変数・フラグ・符号等が各車輪ＦＲ等のいずれに関するものであるかを示すために同各種変数・フラグ・符号等の末尾に付される「ｆｌ」，「ｆｒ」等の包括表記であって、例えば、車輪速度Ｖｗ＊＊は、左前輪速度Ｖｗｆｌ，　右前輪速度Ｖｗｆｒ，　左後輪速度Ｖｗｒｌ，　右後輪速度Ｖｗｒｒを包括的に示している。
【００７２】
ＣＰＵ６１は、図４に示した車輪速度Ｖｗ＊＊等の計算を行うルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ４００から処理を開始し、ステップ４０５に進んで各車輪ＦＲ等の車輪速度（各車輪の外周の速度）Ｖｗ＊＊をそれぞれ算出する。具体的には、ＣＰＵ６１は各車輪速度センサ５１＊＊が出力する信号が有するパルスの時間間隔に基いて各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊をそれぞれ算出する。
【００７３】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ４１０に進み、各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊のうちの最大値を推定車体速度Ｖｓｏとして算出する。なお、各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊の平均値を推定車体速度Ｖｓｏとして算出してもよい。
【００７４】
次に、ＣＰＵ６１はステップ４１５に進み、ステップ４１０にて算出した推定車体速度Ｖｓｏの値と、ステップ４０５にて算出した各車輪ＦＲ等の車輪速度Ｖｗ＊＊の値と、ステップ４１５内に記載した式とに基いて各車輪毎の実際のスリップ率Ｓａ＊＊を算出する。この実際のスリップ率Ｓａ＊＊は、後述するように、各車輪に付与すべきブレーキ力を計算する際に使用される。
【００７５】
次に、ＣＰＵ６１はステップ４２０に進んで、下記数３に基いて推定車体速度Ｖｓｏの時間微分値である推定車体加速度ＤＶｓｏを算出する。
【００７６】
【数３】
ＤＶｓｏ＝（Ｖｓｏ−Ｖｓｏ１）／Δｔ
【００７７】
上記数３において、Ｖｓｏ１は前回の本ルーチン実行時にステップ４１０にて算出した前回の推定車体速度であり、Δｔは本ルーチンの演算周期である上記所定時間である。
【００７８】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ４２５に進み、横加速度センサ５４により得られる実際の横加速度Ｇｙの値が「０」以上であるか否かを判定し、実際の横加速度Ｇｙの値が「０」以上である場合には同ステップ４２５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ４３０に進んで、旋回方向表示フラグＬを「１」に設定する。また、実際の横加速度Ｇｙの値が負の値である場合にはステップ４２５にて「Ｎｏ」と判定してステップ４３５に進み、旋回方向表示フラグＬを「０」に設定する。
【００７９】
ここで、旋回方向表示フラグＬは、車両が左方向に旋回しているか右方向に旋回しているかを示すフラグであり、その値が「１」のときは車両が左方向に旋回していることを示し、その値が「０」のときは車両が右方向に旋回していることを示している。従って、旋回方向表示フラグＬの値により車両の旋回方向が特定される。
【００８０】
次に、ＣＰＵ６１はステップ４４０に進み、上記のように設定されたフラグＬの値に基き、各車輪ＦＲ等のうちのいずれの車輪が旋回方向外側前輪及び旋回方向外側後輪に対応しているかを特定する。具体的には、フラグＬの値が「１」である場合には、車両が左方向に旋回しているので車輪ＦＲが旋回方向外側前輪、車輪ＲＲが旋回方向外側後輪であると特定するとともに、フラグＬの値が「０」である場合には、車両が右方向に旋回しているので車輪ＦＬが旋回方向外側前輪、車輪ＲＬが旋回方向外側後輪であると特定する。そして、ＣＰＵ６１はステップ４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【００８１】
次に、横加速度偏差の算出について説明すると、ＣＰＵ６１は図５に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ５００から処理を開始し、ステップ５０５に進んで、ステアリング角度センサ５２により得られるステアリング角度θｓの値と、図４のステップ４１０にて算出した推定車体速度Ｖｓｏの値と、上記数１の右辺に対応するステップ５０５内に記載した式とに基いて目標横加速度Ｇｙｔを算出する。
【００８２】
次に、ＣＰＵ６１はステップ５１０に進んで、ステップ５０５にて算出した目標横加速度Ｇｙｔの値と、横加速度センサ５４により得られる実際の横加速度Ｇｙの値と、上記数２の右辺に対応するステップ５１０内に記載した式とに基いて横加速度偏差ΔＧｙを算出する。そして、ＣＰＵ６１はステップ５９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【００８３】
次に、ＯＳ−ＵＳ抑制制御により車両に発生させるべきヨーイングモーメントの大きさに応じて設定されるＯＳ−ＵＳ抑制制御時制御量の計算について説明すると、ＣＰＵ６１は図６に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ６００から処理を開始し、ステップ６０５に進んで、横加速度偏差ΔＧｙが負の値であるか否かを判定する。
【００８４】
いま、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値であってその絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始値以上）であるものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１は先に説明したように車両がオーバーステア状態にあると判定し、ＯＳ抑制制御を実行する際のＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを算出するためステップ６１０以降に進む。
【００８５】
ステップ６１０に進むと、ＣＰＵ６１は各タイヤ空気圧センサ５６＊＊により得られる各タイヤ空気圧Ｐ＊＊のうちで図４のステップ４４０にて特定されている現時点での旋回方向外側前輪に対応するタイヤ空気圧Ｐｏｆが前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ以上であるか否かを判定し、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆが前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ以上であれば、ステップ６１０にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ６１５に進んで、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ以上であるか否かを判定する。
【００８６】
いま、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆが前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ以上であって、且つ、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ以上（即ち、外側タイヤ空気圧適正時）であるものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１はステップ６１０，６１５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ６２０に進み、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、図７（ａ）にて実線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏを求めるとともに、同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、図７（ｂ）にて実線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを求めた後、ステップ６５５に進む。
【００８７】
ここで、図７（ａ）に示すように、ＯＳ抑制制御時前輪側制御量ＧｆｏはＯＳ抑制制御時前輪側基準制御量Ｇｆ１と同一の量である。このＯＳ抑制制御時前輪側基準制御量Ｇｆ１は、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１以下のときには「０」になり、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１を超えるときには同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１から増加するに従い、「０」から前輪側基準上限値ｂｆに到達するまで所定の勾配θ１をもって増加するとともに、前輪側基準上限値ｂｆに到達した後は同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が増加しても同前輪側基準上限値ｂｆ一定になるように設定されている。
【００８８】
また、図７（ｂ）に示すように、ＯＳ抑制制御時後輪側制御量ＧｒｏはＯＳ抑制制御時後輪側基準制御量Ｇｒ１と同一の量である。このＯＳ抑制制御時後輪側基準制御量Ｇｒ１は、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１以下のときには「０」になり、横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１を超えるときには同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が値ａ１から増加するに従い、「０」から後輪側基準上限値ｂｒに到達するまで所定の勾配θ１をもって増加するとともに、後輪側基準上限値ｂｒに到達した後は同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値が増加しても同後輪側基準上限値ｂｒ一定になるように設定されている。
【００８９】
次に、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆが前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ未満（即ち、外側タイヤ空気圧低下時）であるものとして説明を続けると、ステップ６１０の判定時において、ＣＰＵ６１は、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ以上であるか否かに拘わらずステップ６１０にて「Ｎｏ」と判定してステップ６２５に進み、前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆから旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆを減じた値と、ステップ６２５内に記載のテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時前輪側制限量αｆｄｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側補充量αｒｕｏを算出する。
【００９０】
これにより、ＯＳ抑制制御時前輪側制限量αｆｄｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側補充量αｒｕｏは、共に前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆから旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆを減じた値の増加に応じて増加するとともに、常にＯＳ抑制制御時後輪側補充量αｒｕｏがＯＳ抑制制御時前輪側制限量αｆｄｏよりも大きくなるように設定される。
【００９１】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ６３０に進んで、前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆから旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆを減じた値と、ステップ６３０内に記載のテーブルとに基いて先に説明したＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏを算出する。これにより、ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏは、前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆから旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆを減じた値の増加に応じて増加するように設定される。
【００９２】
次に、ＣＰＵ６１はステップ６３５に進んで、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、ステップ６２５にて算出したＯＳ抑制制御時前輪側制限量αｆｄｏと、ステップ６３０にて算出したＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏと、図８（ａ）にて破線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏを求めるとともに、同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、ステップ６２５にて算出したＯＳ抑制制御時後輪側補充量αｒｕｏと、同ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏと、図８（ｂ）にて破線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを求めた後、ステップ６５５に進む。
【００９３】
次に、旋回方向外側前輪のタイヤ空気圧Ｐｏｆが前輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｆｒｅｆ以上であり、且つ、旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒが後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆ未満（即ち、外側タイヤ空気圧低下時）であるものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１はステップ６１０の判定時において「Ｙｅｓ」と判定するとともにステップ６１５に進んで「Ｎｏ」と判定してステップ６４０に進み、後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆから旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒを減じた値と、ステップ６４０内に記載のテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時前輪側補充量αｆｕｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側制限量αｒｄｏを算出する。
【００９４】
これにより、ＯＳ抑制制御時前輪側補充量αｆｕｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側制限量αｒｄｏは、共に後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆから旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒを減じた値の増加に応じて増加するとともに、常にＯＳ抑制制御時前輪側補充量αｆｕｏがＯＳ抑制制御時後輪側制限量αｒｄｏよりも大きくなるように設定される。
【００９５】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ６４５に進んで、後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆから旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒを減じた値と、ステップ６４５内に記載のテーブルとに基いて先に説明したＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏを算出する。これにより、ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏは、後輪側タイヤ空気圧低下判定基準値Ｐｒｒｅｆから旋回方向外側後輪のタイヤ空気圧Ｐｏｒを減じた値の増加に応じて増加するように設定される。
【００９６】
次に、ＣＰＵ６１はステップ６５０に進んで、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、ステップ６４０にて算出したＯＳ抑制制御時前輪側補充量αｆｕｏと、ステップ６４５にて算出したＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏと、図９（ａ）にて破線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏを求めるとともに、同横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、ステップ６４０にて算出したＯＳ抑制制御時後輪側制限量αｒｄｏと、同ＯＳ抑制制御時早期制御開始量αｓｏと、図９（ｂ）にて破線で示されるテーブルとに基いてＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを求めた後、ステップ６５５に進む。
【００９７】
このようにして、ＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを算出した後、ＣＰＵ６１はステップ６５５に進んで、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの絶対値と、図７（ｂ）にて実線で示されるテーブルとに基いて、ＵＳ抑制制御を実行する際のＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕ（＝ＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏ）を求めた後、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【００９８】
また、ステップ６０５の判定時において、横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値がＵＳ抑制制御時制御開始値（ＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１）以上）であるものとして説明を続けると、ＣＰＵ６１はステップ６０５にて「Ｎｏ」と判定し、先に説明したように車両がアンダーステア状態にあると判定し、上述したＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏ及びＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏを算出することなく直接ステップ６５５に進んで、ＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕのみを求めた後、ステップ６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。このようにして、ＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏ、ＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏ、及びＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕが算出される。
【００９９】
次に、横転防止制御により車両に発生させるべきヨーイングモーメントの大きさに応じて設定される横転防止制御時制御量の計算について説明すると、ＣＰＵ６１は図１０に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰返し実行している。図１１〜図１３に示した各テーブルを用いて処理を行う図１０に示したルーチンは先に説明した図６のルーチンと同様であるので、ここではその処理の詳細な説明を省略する。これにより、横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒ、及び横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒが算出される。なお、上述した図６のルーチンと同様、横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上であるとき、ＣＰＵ６１はステップ１００５にて「Ｎｏ」と判定し、上述した横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒ及び横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒを算出することなく直接ステップ１０９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【０１００】
次に、上記した旋回時安定性制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率の算出について説明すると、ＣＰＵ６１は図１４に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ１４００から処理を開始し、ステップ１４０５に進んで、図５のステップ５１０にて算出した横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上であるか否かを判定する。ここで、横加速度偏差ΔＧｙの値が「０」以上である場合（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値がＵＳ抑制制御時制御開始値（ＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１）以上である場合）には、ＣＰＵ６１は先に説明したように車両がアンダーステア状態にあると判定し、ＵＳ抑制制御を実行する際の各車輪の目標スリップ率を計算するためステップ１４１０に進んで、旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定する。
【０１０１】
ステップ１４１０の判定において旋回方向表示フラグＬが「１」であるとき、ＣＰＵ６１はステップ１４１５に進んで、一定値である係数Ｋと図６のステップ６５５にて計算したＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕとを乗算した値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを総て「０」に設定し、ステップ１４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が左方向に旋回している場合において、旋回方向内側の後輪に対応する左後輪ＲＬにのみ、旋回方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【０１０２】
一方、ステップ１４１０の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１はステップ１４２０進んで、上記係数Ｋと図６のステップ６５５にて計算したＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕとを乗算した値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＦＲ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｌを総て「０」に設定し、ステップ１４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が右方向に旋回している場合において、旋回方向内側の後輪に対応する右後輪ＲＲにのみ、旋回方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値に応じた目標スリップ率が設定される。
【０１０３】
他方、ステップ１４０５の判定において、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値である場合（実際には、横加速度偏差ΔＧｙの値が負の値であって、その絶対値がＯＳ抑制制御時制御開始基準値ａ１以上である場合）には、ＣＰＵ６１は先に説明したように車両がオーバーステア状態にあると判定し、上記オーバーステア抑制制御を実行する際の各車輪の目標スリップ率を計算するためステップ１４２５に進んで、図６のステップ６２０，６３５，６５０のいずれかにて算出したＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏと図１０のステップ１０２０，１０３５，１０５０のいずれかにて算出した横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒのうちの大きい方の値を前輪側制御量Ｇｆとして算出するとともに、図６のステップ６２０，６３５，６５０のいずれかにて算出したＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏと図１０のステップ１０２０，１０３５，１０５０のいずれかにて算出した横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒのうちの大きい方の値を後輪側制御量Ｇｒとして算出する。
【０１０４】
次に、ＣＰＵ６１はステップ１４３０に進んで、旋回方向表示フラグＬの値が「１」であるか否かを判定する。ステップ１４３０の判定において旋回方向表示フラグＬが「１」であるとき、ＣＰＵ６１はステップ１４３５に進んで、上記上記係数Ｋとステップ１４２５にて計算した前輪側制御量Ｇｆの値とを乗算した値を右前輪ＦＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒとして設定し、同係数Ｋとステップ１４２５にて計算した後輪側制御量Ｇｒの値とを乗算した値を右後輪ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｒｒとして設定するとともに、その他の車輪ＦＬ，ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌ，Ｓｔｒｌを共に「０」に設定し、ステップ１４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が左方向に旋回している場合における旋回方向外側の前後輪に対応する右前輪ＦＲ及び右後輪ＲＲにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値及び横加速度Ｇｙの絶対値のいずれか一方に応じた目標スリップ率が設定される。
【０１０５】
一方、ステップ１４３０の判定において旋回方向表示フラグＬが「０」であるとき、ＣＰＵ６１はステップ１４４０進んで、上記係数Ｋとステップ１４２５にて計算した前輪側制御量Ｇｆの値とを乗算した値を左前輪ＦＬの目標スリップ率Ｓｔｆｌとして設定し、同係数Ｋとステップ１４２５にて計算した後輪側制御量Ｇｒの値とを乗算した値を左後輪ＲＬの目標スリップ率Ｓｔｒｌとして設定するとともに、その他の車輪ＦＲ，ＲＲの目標スリップ率Ｓｔｆｒ，Ｓｔｒｒを共に「０」に設定し、ステップ１４９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、車両が右方向に旋回している場合における旋回方向外側の前後輪に対応する左前輪ＦＬ及び左後輪ＲＬにのみ、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための横加速度偏差ΔＧｙの絶対値及び横加速度Ｇｙの絶対値のいずれか一方に応じた目標スリップ率が設定される。以上のようにして、旋回時安定性制御のみを実行する際に各車輪に付与すべきブレーキ力を決定するために必要となる各車輪の目標スリップ率が決定される。
【０１０６】
次に、車両の制御モードの設定について説明すると、ＣＰＵ６１は図１５に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ１５００から処理を開始し、ステップ１５０５に進んで、現時点においてアンチスキッド制御が必要であるか否かを判定する。アンチスキッド制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されている状態において特定の車輪がロックしている場合に、同特定の車輪のブレーキ力を減少させる制御である。アンチスキッド制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【０１０７】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ１５０５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていることが示されている場合であって、且つ図４のステップ４１５にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値が正の所定値以上となっている場合に、アンチスキッド制御が必要であると判定する。
【０１０８】
ステップ１５０５の判定にてアンチスキッド制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５１０に進んで、上記旋回時安定性制御とアンチスキッド制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「１」を設定し、続くステップ１５５０に進む。
【０１０９】
一方、ステップ１５０５の判定にてアンチスキッド制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５１５に進んで、現時点において前後制動力配分制御が必要であるか否かを判定する。前後制動力配分制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されている状態において車両の前後方向の減速度の大きさに応じて前輪のブレーキ力に対する後輪のブレーキ力の比率（配分）を減少させる制御である。前後制動力配分制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【０１１０】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ１５１５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていることが示されている場合であって、且つ図４のステップ４２０にて算出した推定車体加速度ＤＶｓｏの値が負の値であり同推定車体加速度ＤＶｓｏの絶対値が所定値以上となっている場合に、前後制動力配分制御が必要であると判定する。
【０１１１】
ステップ１５１５の判定にて前後制動力配分制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５２０に進んで、旋回時安定性制御と前後制動力配分制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「２」を設定し、続くステップ１５５０に進む。
【０１１２】
ステップ１５１５の判定にて前後制動力配分制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５２５に進んで、現時点においてトラクション制御が必要であるか否かを判定する。トラクション制御は、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態において特定の車輪がエンジン３１の駆動力が発生している方向にスピンしている場合に、同特定の車輪のブレーキ力を増大させる制御又はエンジン３１の駆動力を減少させる制御である。トラクション制御の詳細については周知であるので、ここではその詳細な説明を省略する。
【０１１３】
具体的には、ＣＰＵ６１はステップ１５２５において、ブレーキスイッチ５５によりブレーキペダルＢＰが操作されていないことが示されている場合であって、且つ図４のステップ４１５にて算出した特定の車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値が負の値であり同実際のスリップ率Ｓａ＊＊の絶対値が所定値以上となっている場合に、トラクション制御が必要であると判定する。
【０１１４】
ステップ１５２５の判定にてトラクション制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５３０に進んで、旋回時安定性制御とトラクション制御とを重畳して実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「３」を設定し、続くステップ１５５０に進む。
【０１１５】
ステップ１５２５の判定にてトラクション制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５３５に進んで、現時点において旋回時安定性制御が必要であるか否かを判定する。具体的には、ＣＰＵ６１はステップ１５３５において、図１４のルーチンにて設定された目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値が「０」でない特定の車輪が存在する場合に旋回時安定性制御が必要であると判定する。
【０１１６】
ステップ１５３５の判定にて制動操舵制御が必要であると判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５４０に進んで、旋回時安定性制御のみを実行する制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「４」を設定し、続くステップ１５５０に進む。一方、ステップ１５３５の判定にて旋回時安定性制御が必要でないと判定したとき、ＣＰＵ６１はステップ１５４５に進んで、車両の運動制御を実行しない非制御モードを設定するため変数Ｍｏｄｅに「０」を設定し、続くステップ１５５０に進む。この場合、制御すべき特定の車輪は存在しない。
【０１１７】
ＣＰＵ６１はステップ１５５０に進むと、制御対象車輪に対応するフラグＣＯＮＴ＊＊に「１」を設定するとともに、制御対象車輪でない非制御対象車輪に対応するフラグＣＯＮＴ＊＊に「０」を設定する。なお、このステップ１５５０における制御対象車輪は、図２に示した対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊の少なくとも一方を制御する必要がある車輪である。
【０１１８】
従って、例えば、ブレーキペダルＢＰが操作されていない状態であって上述した図１４のステップ１４２０に進む場合等、右後輪ＲＲのホイールシリンダＷｒｒ内のブレーキ液圧のみを増圧する必要がある場合、図２に示した制御弁ＳＡ２，切換弁ＳＴＲ及び増圧弁ＰＵｒｌを共に第２の位置に切換るとともに増圧弁ＰＵｒｒ及び減圧弁ＰＤｒｒをそれぞれ制御することにより、ホイールシリンダＷｒｌ内のブレーキ液圧をその時点での液圧に保持した状態で高圧発生部４１が発生する高圧を利用してホイールシリンダＷｒｒ内のブレーキ液圧のみを増圧することになる。従って、この場合における制御対象車輪には、右後輪ＲＲのみならず左後輪ＲＬが含まれる。そして、ＣＰＵ６１はステップ１５５０を実行した後、ステップ１５９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。このようにして、制御モードが特定されるとともに、制御対象車輪が特定される。
【０１１９】
次に、各車輪に付与すべきブレーキ力の制御について説明すると、ＣＰＵ６１は図１６に示したルーチンを所定時間の経過毎に繰り返し実行している。従って、所定のタイミングになると、ＣＰＵ６１はステップ１６００から処理を開始し、ステップ１６０５に進んで、変数Ｍｏｄｅが「０」でないか否かを判定し、変数Ｍｏｄｅが「０」であればステップ１６０５にて「Ｎｏ」と判定してステップ１６１０に進み、各車輪に対してブレーキ制御を実行する必要がないのでブレーキ液圧制御装置４０における総ての電磁弁をＯＦＦ（非励磁状態）にした後、ステップ１６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。これにより、ドライバーによるブレーキペダルＢＰの操作力に応じたブレーキ液圧が各ホイールシリンダＷ＊＊に供給される。
【０１２０】
一方、ステップ１６０５の判定において変数Ｍｏｄｅが「０」でない場合、ＣＰＵ６１はステップ１６０５にて「Ｙｅｓ」と判定してステップ１６１５に進み変数Ｍｏｄｅが「４」であるか否かを判定する。そして、変数Ｍｏｄｅが「４」でない場合（即ち、旋回時安定性制御以外のアンチスキッド制御等が必要である場合）、ＣＰＵ６１はステップ１６１５にて「Ｎｏ」と判定してステップ１６２０に進み、図１５のステップ１５５０にてフラグＣＯＮＴ＊＊の値が「１」に設定された制御対象車輪に対して図１４にて既に設定した旋回時安定性制御のみを実行する際に必要となる各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊を補正した後ステップ１６２５に進む。これにより、制動操舵制御に重畳される変数Ｍｏｄｅの値に対応する制御を実行する際に必要となる各車輪の目標スリップ率分だけ図１４にて既に設定した各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊が制御対象車輪毎に補正される。
【０１２１】
ステップ１６１５の判定において変数Ｍｏｄｅが「４」である場合、ＣＰＵ６１はステップ１６１５にて「Ｙｅｓ」と判定し、図１４にて既に設定した各車輪の目標スリップ率Ｓｔ＊＊を補正する必要がないので直接ステップ１６２５に進む。ＣＰＵ６１はステップ１６２５に進むと、図１５のステップ１５５０にてフラグＣＯＮＴ＊＊の値が「１」に設定された制御対象車輪に対して、目標スリップ率Ｓｔ＊＊の値と、図４のステップ４１５にて算出した実際のスリップ率Ｓａ＊＊の値と、ステップ１６２５内に記載の式とに基いて制御対象車輪毎にスリップ率偏差ΔＳｔ＊＊を算出する。
【０１２２】
次いで、ＣＰＵ６１はステップ１６３０に進み、上記制御対象車輪に対して同制御対象車輪毎に液圧制御モードを設定する。具体的には、ＣＰＵ６１はステップ１６２５にて算出した制御対象車輪毎のスリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値と、ステップ１６３０内に記載のテーブルとに基いて、制御対象車輪毎に、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が所定の正の基準値を超えるときは液圧制御モードを「増圧」に設定し、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が所定の負の基準値以上であって前記所定の正の基準値以下であるときは液圧制御モードを「保持」に設定し、スリップ率偏差ΔＳｔ＊＊の値が前記所定の負の基準値を下回るときは液圧制御モードを「減圧」に設定する。
【０１２３】
次に、ＣＰＵ６１はステップ１６３５に進み、ステップ１６３０にて設定した制御対象車輪毎の液圧制御モードに基いて、図２に示した制御弁ＳＡ１，ＳＡ２、切換弁ＳＴＲを制御するとともに制御対象車輪毎に同液圧制御モードに応じて増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を制御する。
【０１２４】
具体的には、ＣＰＵ６１は液圧制御モードが「増圧」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を共に第１の位置（非励磁状態における位置）に制御し、液圧制御モードが「保持」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊を第２の位置（励磁状態における位置）に制御するとともに対応する減圧弁ＰＤ＊＊を第１の位置に制御し、液圧制御モードが「減圧」となっている車輪に対しては対応する増圧弁ＰＵ＊＊及び減圧弁ＰＤ＊＊を共に第２の位置（励磁状態における位置）に制御する。
【０１２５】
これにより、液圧制御モードが「増圧」となっている制御対象車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧は増大し、また、液圧制御モードが「減圧」となっている制御対象車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧は減少することで、各制御車輪の実際のスリップ率Ｓａ＊＊が目標スリップ率Ｓｔ＊＊に近づくようにそれぞれ制御され、この結果、図１５に設定した制御モードに対応する制御が達成される。ここで、ステップ１６３５は、制動力制御手段に対応している。
【０１２６】
なお、図１５のルーチンの実行により設定された制御モードがトラクション制御を実行する制御モード（変数Ｍｏｄｅ＝３）又は旋回時安定性制御のみを実行する制御モード（変数Ｍｏｄｅ＝４）であるときには、エンジン３１の駆動力を減少させるため、ＣＰＵ６１は必要に応じて、スロットル弁ＴＨの開度がアクセルペダルＡＰの操作量Ａｃｃｐに応じた開度よりも所定量だけ小さい開度になるようにスロットル弁アクチュエータ３２を制御する。そして、ＣＰＵ６１はステップ１６９５に進んで本ルーチンを一旦終了する。
【０１２７】
以上、説明したように、本発明による車両の運動制御装置によれば、車両が旋回状態にあって車両の安定性を確保するためのＯＳ抑制制御又は横転防止制御により各車輪に制動力が付与される場合、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して各車輪に制動力が付与された結果として車両に働く旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが大きくなる。従って、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して車両に働く実横加速度Ｇｙの絶対値が低減され、その結果、車体に過大なロール角が発生することを防止できた。
【０１２８】
また、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが大きくなる程度が、旋回方向外側の空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて大きくなるように構成されている。従って、タイヤ空気圧の低下に基いて過大なロール角が発生する傾向が大きくなる程度に応じてロール角の増大を防止する程度が過不足なく設定され、車両の安定性を良好に維持しつつ車体に過大なロール角が発生することを防止できた。
【０１２９】
また、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくするために、旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和が大きくなるように構成されている。従って、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して各車輪に付与される制動力の総和が大きくなり、この結果、車両を減速させる減速力も大きくなる。よって、旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントの作用による車両に働く実横加速度Ｇｙの絶対値の低減効果と前記減速力の作用による実横加速度Ｇｙの絶対値の低減効果とが相俟って、外側タイヤ空気圧低下時において、より一層車体に過大なロール角が発生することを防止できた。
【０１３０】
また、空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて同空気圧低下車輪に付与される制動力の上限値を低くするように構成されている。これにより、空気圧低下車輪のタイヤの変形の程度を小さく維持することができ、上述した旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントの作用による車両に働く実横加速度Ｇｙの絶対値の低減効果、及び前記減速力の作用による実横加速度Ｇｙの絶対値の低減効果と相俟ってさらに一層車体に過大なロール角が発生することを防止できた。
【０１３１】
さらには、車両の安定性を確保するための制動力を車両の各車輪に付与開始する際の同車両の安定性の低下の程度が空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて小さくなるように構成されているので、車両が旋回状態にあって車両の安定性の低下が進行する過程にて、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じたより早い段階から旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを発生させるための制動力を各車輪に付与開始することが可能となる。従って、外側タイヤ空気圧低下時においては、外側タイヤ空気圧適正時に比して旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを空気圧低下車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて滑らかに大きくすることができた。
【０１３２】
本発明は上記実施形態に限定されることはなく、本発明の範囲内において種々の変形例を採用することができる。例えば、上記実施形態においては、車両の各車輪に付与されるブレーキ力を制御するための制御目標として各車輪のスリップ率を使用しているが、例えば、各車輪のホイールシリンダＷ＊＊内のブレーキ液圧等、各車輪に付与されるブレーキ力に応じて変化する物理量であればどのような物理量を制御目標としてもよい。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明の実施形態に係る車両の運動制御装置を搭載した車両の概略構成図である。
【図２】図１に示したブレーキ液圧制御装置の概略構成図である。
【図３】図３（ａ）（ｂ）は、ＯＳ抑制制御時において左方向に旋回している車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を示した図であり、図３（ｃ）（ｄ）は、横転防止制御時において左方向に旋回している車両の各車輪に付与されるブレーキ力の一例を示した図である。
【図４】図１に示したＣＰＵが実行する車輪速度等を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図５】図１に示したＣＰＵが実行する横加速度偏差を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図６】図１に示したＣＰＵがＯＳ−ＵＳ抑制制御時制御量を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図７】図７（ａ）は、外側タイヤ空気圧適正時において使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図７（ｂ）は、外側タイヤ空気圧適正時において使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏ及びＵＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｕとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図８】図８（ａ）は、旋回方向外側前輪が空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図８（ｂ）は、旋回方向外側前輪が空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図９】図９（ａ）は、旋回方向外側後輪のみが空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時前輪側制御量Ｇｆｏとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図９（ｂ）は、旋回方向外側後輪のみが空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度偏差ΔＧｙの絶対値とＯＳ抑制制御時後輪側制御量Ｇｒｏとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図１０】図１に示したＣＰＵが横転防止制御時制御量を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図１１】図１１（ａ）は、外側タイヤ空気圧適正時において使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図１１（ｂ）は、外側タイヤ空気圧適正時において使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図１２】図１２（ａ）は、旋回方向外側前輪が空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図１２（ｂ）は、旋回方向外側前輪が空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図１３】図１３（ａ）は、旋回方向外側後輪のみが空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時前輪側制御量Ｇｆｒとの関係を表すテーブルを示したグラフであり、図１３（ｂ）は、旋回方向外側後輪のみが空気圧低下車輪である場合に使用される横加速度Ｇｙの絶対値と横転防止制御時後輪側制御量Ｇｒｒとの関係を表すテーブルを示したグラフである。
【図１４】図１に示したＣＰＵが目標スリップ率を算出するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図１５】図１に示したＣＰＵが制御モードを設定するためのルーチンを示したフローチャートである。
【図１６】図１に示したＣＰＵが各車輪に付与するブレーキ力を制御するためのルーチンを示したフローチャートである。
【符号の説明】
１０…車両の運動制御装置、２０…前輪転舵機構部、３０…駆動力伝達機構部、４０…ブレーキ液圧制御装置、５０…センサ部、５１＊＊…車輪速度センサ、５２・・・ステアリング角度センサ、５４・・・横加速度センサ、５６＊＊…タイヤ空気圧センサ、６０…電気式制御装置、６１…ＣＰＵ。[0001]
TECHNICAL FIELD OF THE INVENTION
The present invention relates to a vehicle motion control device that controls the motion of a vehicle by controlling a braking force applied to each of a front wheel and a rear wheel of the vehicle.
[0002]
[Prior art]
2. Description of the Related Art Conventionally, it has been required to control the motion of a vehicle so that the turning state of the vehicle does not become unstable when the tire pressure of the wheel of the vehicle decreases. Also, in general, when the tire pressure decreases, the cornering force generated in the tire decreases, so when the front wheel tire pressure is relatively lower than the rear wheel tire pressure, the turning state of the vehicle tends to be understeer. On the other hand, when the tire air pressure of the rear wheel is relatively lower than the tire air pressure of the front wheel, the turning state of the vehicle tends to be in an oversteer state.
[0003]
From the above, for example, the vehicle motion control device disclosed in Patent Document 1 below, when the vehicle is in a turning state, when the front wheel tire pressure is relatively lower than the rear wheel tire pressure, In addition to controlling the steering angle of the rear wheels in a direction in which the understeer condition is resolved, if the rear tire pressure is relatively lower than the front tire pressure, the rear wheels in the direction in which the oversteer condition is resolved. Is controlled. According to this, when the vehicle is in a turning state, the vehicle can maintain a stable turning state similar to the turning state obtained when the tire air pressure of each wheel is an appropriate value.
[0004]
[Patent Document 1]
JP-A-62-59169
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
By the way, in general, when the vehicle is in a turning state, if the tire air pressure of the outer wheel in the turning direction is reduced, the height of the rotation center of the wheel from the road surface is reduced due to an increase in the amount of deformation of the tire. As a result, the tendency of an excessive roll angle to occur in the vehicle body in accordance with a decrease in the tire pressure of the wheel increases. However, in the disclosed device, although the understeer state or the oversteer state generated based on the decrease in the tire air pressure can be eliminated as described above, the excessive roll angle based on the decrease in the tire air pressure can be eliminated. The point of preventing occurrence is not considered. Therefore, when the vehicle is in a turning state and the tire pressure of the outer wheel in the turning direction is reduced, there is a problem that an excessive roll angle may be generated in the vehicle body.
[0006]
SUMMARY OF THE INVENTION Accordingly, an object of the present invention is to provide a vehicle motion control device capable of preventing an excessive roll angle from being generated in a vehicle body when the tire pressure of an outer wheel in a turning direction is reduced.
[0007]
Summary of the Invention
A feature of the present invention is a vehicle motion control device including braking force control means for controlling a braking force applied to each wheel of the vehicle so that stability of the vehicle is ensured when the vehicle is in a turning state. However, the vehicle further comprises a pneumatic pressure acquiring means for acquiring the tire pressure of each wheel, wherein the braking force control means is configured such that the vehicle is in a turning state, and at least one of the outer wheels in the turning direction has a tire pressure of at least one. When the tire is lower than the corresponding tire pressure drop determination reference value, the vehicle is in a turning state, and compared to when the tire pressures of all the wheels on the outer side are respectively equal to or greater than the corresponding tire pressure drop determination reference value. Controlling the braking force applied to each wheel so that the yawing moment acting in the opposite direction to the turning direction acting on the vehicle as a result of the braking force applied to each wheel is increased. In that configured so that. Here, in order to increase the yawing moment in the direction opposite to the turning direction acting on the vehicle, for example, the total sum of the braking forces applied to the outer wheels in the turning direction or the inner wheels in the turning direction is increased. What is necessary is just to make small the sum total of each applied braking force.
[0008]
The magnitude of the roll angle generated in the vehicle body depends on the magnitude of the actual lateral acceleration which is a component of the acceleration acting on the vehicle in the lateral direction of the vehicle body, and increases as the actual lateral acceleration increases.
On the other hand, the magnitude of the actual lateral acceleration acting on the vehicle is reduced by generating a yawing moment in the vehicle in a direction opposite to the turning direction of the vehicle or by decelerating the vehicle.
[0009]
Therefore, when the vehicle is in a turning state and a braking force is applied to each wheel in order to secure the stability of the vehicle, as described above, the tire air pressure of at least one of the outer wheels in the turning direction is increased. When the tire pressure is lower than the corresponding tire pressure drop determination reference value (hereinafter, referred to as “outside tire pressure drop”), all tire pressures of the outer wheels are equal to or greater than the corresponding tire pressure drop determination reference value. (Hereinafter, referred to as “outside tire air pressure is appropriate”), the yaw moment in the direction opposite to the turning direction acting on the vehicle as a result of the braking force applied to each wheel is increased. For example, when the outer tire pressure is reduced, the actual lateral acceleration acting on the vehicle is reduced compared to when the outer tire pressure is appropriate, preventing the vehicle body from generating an excessive roll angle. It can be.
[0010]
In this case, it is preferable that the braking force control means is configured to increase the degree of increasing the yawing moment in the direction opposite to the turning direction in accordance with a decrease in the tire air pressure of the at least one wheel. . As described above, when the vehicle is in a turning state, the tendency of the vehicle body to generate an excessive roll angle increases in accordance with a decrease in the tire pressure of the outer wheel in the turning direction. Therefore, if configured as described above, the degree to which the roll angle is prevented from increasing is set without excess or shortage in accordance with the degree to which the tendency to generate an excessive roll angle based on the decrease in tire air pressure is increased. It is possible to prevent the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body while maintaining good performance.
[0011]
In the motion control device for a vehicle, the braking force control unit may calculate a sum of braking forces applied to outer wheels in the turning direction in order to increase a yawing moment in a direction opposite to the turning direction. Preferably, it is configured to be large. According to this, when the outer tire air pressure is reduced, the sum of the braking forces applied to the wheels is larger than when the outer tire air pressure is appropriate, and as a result, the deceleration force for decelerating the vehicle is also larger. Therefore, the effect of reducing the actual lateral acceleration acting on the vehicle by the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction and the effect of reducing the actual lateral acceleration by the action of the deceleration force are more effective when the outer tire air pressure decreases. The occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body can be further prevented.
[0012]
As described above, the braking force control means is configured to increase the total sum of the braking forces applied to the outer wheels in the turning direction in order to increase the yawing moment in the direction opposite to the turning direction. In this case, the braking force control means sets an upper limit value of the braking force applied to each wheel, and sets the braking force applied to the at least one wheel in response to a decrease in the tire pressure of the at least one wheel. It is preferable that the above upper limit value is reduced.
[0013]
In this case, in order to increase the total sum of the braking forces applied to the outer wheels in the turning direction when the outer tire pressure is lower than when the outer tire pressure is appropriate, the tire pressure corresponding to the corresponding tire pressure reduction criterion is determined. The braking force (upper limit value) applied to the outer wheels in the turning direction other than at least one wheel (hereinafter, referred to as “pneumatic pressure decreasing wheel”) that is lower than the value when the outer tire pressure is appropriate. And set it larger.
[0014]
When an excessive braking force is applied to the wheel with reduced air pressure, the tire of the wheel is deformed, the height of the center of rotation of the wheel from the road surface is reduced, and the tendency of the vehicle body to generate an excessive roll angle is increased. On the other hand, as described above, if the braking force applied to the air-pressure-reduced wheel is controlled so as not to exceed the upper limit value that decreases in accordance with the decrease in the tire air-pressure of the wheel, the tire deformation of the air-pressure-lowered wheel is reduced And the effect of reducing the actual lateral acceleration acting on the vehicle by the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction described above, and the effect of reducing the actual lateral acceleration by the action of the deceleration force. Thus, the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body can be further prevented.
[0015]
Further, in the above-described vehicle motion control device, the braking force control unit may determine that the vehicle is in a turning state and that the degree of decrease in stability of the vehicle exceeds a predetermined degree. The braking force for ensuring the stability of the vehicle is started to be applied to each wheel of the vehicle, and the predetermined degree is reduced according to a decrease in the tire pressure of the at least one wheel. Is preferred.
[0016]
According to this, in the process where the vehicle is in a turning state and the stability of the vehicle is progressing, when the outer tire pressure is reduced, the tire pressure of the air pressure-decreasing wheel is reduced as compared to when the outer tire pressure is appropriate. It becomes possible to start applying a braking force to each wheel from a corresponding earlier stage to generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction. Therefore, when the outer tire air pressure is reduced, the yawing moment in the direction opposite to the turning direction can be smoothly increased in accordance with the decrease in the tire air pressure of the air pressure lowering wheel, compared to when the outer tire air pressure is appropriate.
[0017]
BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
Hereinafter, an embodiment of a vehicle motion control device according to the present invention will be described with reference to the drawings. FIG. 1 shows a schematic configuration of a vehicle equipped with a vehicle motion control device 10 according to an embodiment of the present invention. This vehicle is provided with two front wheels (left front wheel FL and right front wheel FR) that are steering wheels and non-drive wheels, and two rear wheels (left rear wheel RL and right rear wheel RR) that are drive wheels. It is a four-wheel vehicle of a wheel drive system.
[0018]
The vehicle motion control device 10 includes a front wheel turning mechanism 20 for turning the steered wheels FL and FR, and a driving force transmitting mechanism that generates a driving force and transmits the driving force to the driving wheels RL and RR. The system includes a unit 30, a brake fluid pressure control device 40 for generating a braking force by a brake fluid pressure on each wheel, a sensor unit 50 including various sensors, and an electric control device 60. .
[0019]
The front wheel steering mechanism 20 includes a steering 21, a column 22 that can rotate integrally with the steering 21, a steering actuator 23 connected to the column 22, and a left and right direction of the vehicle body by the steering actuator 23. The link mechanism 24 includes a tie rod that can be moved and a link that can steer the steered wheels FL and FR by moving the tie rod. As a result, when the steering wheel 21 rotates from the neutral position (reference position), the turning angles of the steered wheels FL and FR are changed from the reference angle at which the vehicle goes straight.
[0020]
The steering actuator 23 includes a so-called known hydraulic power steering device, and generates an assisting force for moving the tie rod in accordance with the rotational torque of the steering 21, that is, the column 22, and the neutral position of the steering 21 The tie rods are displaced from the neutral position in the left-right direction of the vehicle body with the assistance force in proportion to the steering angle θs from the vehicle. Since the configuration and operation of the steering actuator 23 are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0021]
The driving force transmission mechanism 30 is a DC that controls the opening degree of an engine 31 that generates driving force and a throttle valve TH that is arranged in an intake pipe 31a of the engine 31 and that varies the opening cross-sectional area of the intake passage. A throttle valve actuator 32 composed of a motor, a fuel injection device 33 including an injector for injecting fuel near an intake port (not shown) of the engine 31, a transmission 34 connected to an output shaft of the engine 31, and transmission from the transmission 34. And a differential gear 35 for appropriately distributing the driving force to be transmitted to the rear wheels RR and RL.
[0022]
As shown in FIG. 2 showing a schematic configuration of the brake fluid pressure control device 40, the brake fluid pressure control device 40 includes a high pressure generation unit 41, a brake fluid pressure generation unit 42 that generates a brake fluid pressure according to the operation force of the brake pedal BP, and FR brake fluid pressure adjuster 43, FL brake fluid adjuster 44, RR capable of adjusting brake fluid pressure supplied to wheel cylinders Wfr, Wfl, Wrr, Wrl arranged on wheels FR, FL, RR, RL, respectively. It is configured to include a brake fluid pressure adjusting unit 45 and an RL brake fluid pressure adjusting unit 46.
[0023]
The high-pressure generator 41 is connected to the discharge side of the hydraulic pump HP via an electric motor M, a hydraulic pump HP that is driven by the electric motor M, and boosts the brake fluid in the reservoir RS via a check valve CVH. And an accumulator Acc for storing the brake fluid pressurized by the hydraulic pump HP.
[0024]
The electric motor M is driven when the fluid pressure in the accumulator Acc falls below a predetermined lower limit, and is stopped when the fluid pressure in the accumulator Acc exceeds a predetermined upper limit. The hydraulic pressure in the accumulator Acc is always maintained at a high pressure within a predetermined range.
[0025]
A relief valve RV is provided between the accumulator Acc and the reservoir RS. When the hydraulic pressure in the accumulator Acc becomes abnormally higher than the high pressure, the brake fluid in the accumulator Acc is supplied to the reservoir RS. Is to be returned to. As a result, the hydraulic circuit of the high-pressure generator 41 is protected.
[0026]
The brake fluid pressure generating section 42 is composed of a hydro booster HB that is responsive to the operation of the brake pedal BP, and a master cylinder MC connected to the hydro booster HB. The hydro booster HB uses the high pressure supplied from the high pressure hydraulic pressure generation unit 41 to assist the operation force of the brake pedal BP at a predetermined rate, and transmits the assisted operation force to the master cylinder MC. ing.
[0027]
The master cylinder MC generates a master cylinder hydraulic pressure according to the assisted operating force. The hydraulic booster HB is configured to generate a regulator hydraulic pressure corresponding to the assisted operating force, which is substantially the same as the master cylinder hydraulic pressure, by inputting the master cylinder hydraulic pressure. Since the configurations and operations of the master cylinder MC and the hydro booster HB are well known, a detailed description thereof will be omitted here. Thus, the master cylinder MC and the hydraulic booster HB generate the master cylinder hydraulic pressure and the regulator hydraulic pressure according to the operating force of the brake pedal BP, respectively.
[0028]
A control valve SA1, which is a three-port two-position switching type solenoid valve, is interposed between the master cylinder MC and each of the upstream side of the FR brake hydraulic pressure adjusting section 43 and the upstream side of the FL brake hydraulic pressure adjusting section 44. Have been. Similarly, a control valve SA2, which is a three-port two-position switching type solenoid valve, is provided between the hydro booster HB and each of the upstream side of the RR brake fluid pressure adjustment unit 45 and the upstream side of the RL brake fluid pressure adjustment unit 46. Is interposed. In addition, a switching valve STR, which is a normally closed electromagnetic on-off valve of a two-port two-position switching type, is interposed between the high-pressure generating part 41 and each of the control valve SA1 and the control valve SA2.
[0029]
When the control valve SA1 is at the first position (the position in the non-excited state) shown in FIG. 2, each of the master cylinder MC and the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44 And when the master cylinder MC is at the second position (the position in the excited state), the master cylinder MC communicates with each of the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44. The switching valve STR is shut off to connect the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake fluid pressure adjusting portion 44 with each other.
[0030]
When the control valve SA2 is at the first position shown in FIG. 2 (the position in the non-excited state), each of the upstream portion of the hydro booster HB and the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure regulating portion 46 When the hydraulic booster HB is in the second position (the position in the excited state), the communication between the hydro booster HB and each of the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46 is established. The cutoff valve STR communicates with the upstream portion of the RR brake fluid pressure adjusting portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure adjusting portion 46.
[0031]
Thus, the master cylinder hydraulic pressure is supplied to each of the upstream portion of the FR brake hydraulic pressure adjusting portion 43 and the upstream portion of the FL brake hydraulic pressure adjusting portion 44 when the control valve SA1 is at the first position. When the control valve SA1 is at the second position and the switching valve STR is at the second position (the position in the excited state), the high pressure generated by the high-pressure generating unit 41 is supplied.
[0032]
Similarly, when the control valve SA2 is at the first position, the regulator fluid pressure is supplied to each of the upstream portion of the RR brake fluid pressure regulating portion 45 and the upstream portion of the RL brake fluid pressure regulating portion 46, and the control is performed. When the valve SA2 is at the second position and the switching valve STR is at the second position, the high pressure generated by the high-pressure generator 41 is supplied.
[0033]
The FR brake fluid pressure adjustment unit 43 includes a pressure-intensifying valve PUfr, which is a two-port two-position switching type normally-open solenoid valve, and a pressure-reducing valve PDfr, which is a two-port two-position switching type normally closed solenoid valve.
When the pressure-intensifying valve PUfr is in a first position (a position in a non-excited state) shown in FIG. 2, the pressure-intensifying valve PUfr connects the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting section 43 and the wheel cylinder Wfr, When in the second position (the position in the excited state), the communication between the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjusting section 43 and the wheel cylinder Wfr is cut off. When the pressure reducing valve PDfr is in the first position (position in the non-excited state) shown in FIG. 2, the communication between the wheel cylinder Wfr and the reservoir RS is cut off, and when the pressure reducing valve PDfr is in the second position (position in the excited state). The wheel cylinder Wfr communicates with the reservoir RS.
[0034]
As a result, as for the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr, when both the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are at the first position, the fluid pressure of the upstream portion of the FR brake fluid pressure regulator 43 is supplied to the wheel cylinder Wfr. When the pressure-intensifying valve PUfr is in the second position and the pressure-reducing valve PDfr is in the first position, the hydraulic pressure at that point in time is independent of the hydraulic pressure at the upstream portion of the FR brake hydraulic pressure adjusting section 43. When the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr are both at the second position, the brake fluid in the wheel cylinder Wfr is returned to the reservoir RS so that the pressure is reduced.
[0035]
In addition, a check valve CV1 that allows only one-way flow of the brake fluid from the wheel cylinder Wfr side to the upstream portion of the FR brake fluid pressure adjustment unit 43 is arranged in parallel with the pressure increasing valve PUfr. When the brake pedal BP, which is operated with the control valve SA1 in the first position, is released, the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is rapidly reduced.
[0036]
Similarly, the FL brake fluid pressure adjusting unit 44, the RR brake fluid pressure adjusting unit 45, and the RL brake fluid pressure adjusting unit 46 respectively include a pressure increasing valve PUfl, a pressure reducing valve PDfl, a pressure increasing valve PUrr, a pressure reducing valve PDrr, and a pressure increasing valve PUrl. The position of these pressure-increasing valves and pressure-reducing valves is controlled to increase and maintain the brake fluid pressures in the wheel cylinder Wfl, the wheel cylinder Wrr, and the wheel cylinder Wrl, respectively. It can be decompressed. Check valves CV2, CV3, and CV4 that can achieve the same function as the check valve CV1 are also provided in parallel with each of the pressure increasing valves PUfl, PUrr, and PUrl.
[0037]
A check valve CV5 that allows only one-way flow of the brake fluid from the upstream side to the downstream side is provided in parallel with the control valve SA1, and the control valve SA1 is located at the second position and the master valve SA1 is in the master position. When the communication between the cylinder MC and each of the FR brake fluid pressure adjusting unit 43 and the FL brake fluid pressure adjusting unit 44 is interrupted, the brakes in the wheel cylinders Wfr and Wfl are operated by operating the brake pedal BP. The hydraulic pressure can be increased. A check valve CV6 that can achieve the same function as the check valve CV5 is also provided in parallel with the control valve SA2.
[0038]
With the configuration described above, the brake fluid pressure control device 40 can supply the brake fluid pressure corresponding to the operating force of the brake pedal BP to each wheel cylinder when all the solenoid valves are at the first position. I have. In this state, for example, by controlling the pressure increasing valve PUrr and the pressure reducing valve PDrr, respectively, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrr can be reduced by a predetermined amount.
[0039]
Further, when the brake pedal BP is not operated (opened), the brake fluid pressure control device 40 switches, for example, both the control valve SA1, the switching valve STR, and the pressure increasing valve PUfl to the second position. In addition, by controlling the pressure increasing valve PUfr and the pressure reducing valve PDfr, respectively, only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfr is utilized by utilizing the high pressure generated by the high pressure generator 41 while maintaining the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wfl. The pressure can be increased by a predetermined amount. In this manner, the brake fluid pressure control device 40 independently controls the brake fluid pressure in the wheel cylinder of each wheel regardless of the operation of the brake pedal BP, and independently controls the predetermined brake for each wheel. Power can be applied.
[0040]
Referring to FIG. 1 again, the sensor unit 50 includes wheel speed sensors 51fl, 51fr, 51rl each composed of a rotary encoder that outputs a signal having a pulse each time each of the wheels FL, FR, RL, and RR rotates by a predetermined angle. And 51rr, a steering angle sensor 52 that detects a rotation angle from a neutral position of the steering 21 and outputs a signal indicating a steering angle θs, and detects an operation amount of an accelerator pedal AP operated by a driver. An accelerator opening sensor 53 that outputs a signal indicating the operation amount Accp of the pedal AP, and a lateral acceleration that is a component of the actual acceleration acting on the vehicle in the lateral direction of the vehicle body are detected, and a lateral acceleration Gy (m / s ² ), A brake switch 55 that detects whether the driver has operated the brake pedal BP and outputs a signal indicating the presence or absence of a brake operation, and the wheels FL, FR. , RL and RR, and tire pressure sensors 56fl, 56fr, 56rl and 56rr as air pressure acquisition means for outputting signals indicating the tire pressures Pfl, Pfr, Prl and Prr, respectively. .
[0041]
The steering angle θs is “0” when the steering wheel 21 is in the neutral position, and is a positive value when the steering wheel 21 is rotated counterclockwise (as viewed from the driver) from the neutral position. The steering wheel 21 is set to have a negative value when the steering wheel 21 is rotated clockwise. The lateral acceleration Gy is set to a positive value when the vehicle is turning to the left, and to be a negative value when the vehicle is turning to the right.
[0042]
The electric control device 60 includes a CPU 61 connected to a bus, a routine (program) executed by the CPU 61, a table (look-up table, map), a ROM 62 in which constants and the like are stored in advance, and the CPU 61 temporarily stores data as needed. A microcomputer that includes a RAM 63 that temporarily stores data, a backup RAM 64 that stores data while the power is on, and retains the stored data even when the power is turned off, an interface 65 including an AD converter, and the like. . The interface 65 is connected to the sensors 51 to 56, supplies signals from the sensors 51 to 56 to the CPU 61, and controls the solenoid valves, the motor M, and the throttle valve of the brake fluid pressure control device 40 in accordance with instructions from the CPU 61. A drive signal is transmitted to the actuator 32 and the fuel injection device 33.
[0043]
Accordingly, the throttle valve actuator 32 drives the throttle valve TH so that the opening of the throttle valve TH becomes an opening corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, and the fuel injection device 33 controls the throttle valve TH. The required amount of fuel is injected to obtain a predetermined target air-fuel ratio (stoichiometric air-fuel ratio) with respect to the intake air amount according to the opening degree of the fuel cell.
[0044]
(Overview of Vehicle Motion Control According to the Present Invention)
The vehicle motion control device 10 according to the present invention uses the target lateral acceleration Gyt (m / s) based on the following equation 1 which is a theoretical formula as a predetermined rule derived from a vehicle motion model. ² ) Is calculated. This target lateral acceleration Gyt has a positive value when the vehicle is turning left (when the steering angle θs (deg) is a positive value), and has a positive value when the vehicle is turning right (steering angle θs). (When is a negative value). Note that this theoretical formula is a formula for calculating a theoretical value of the lateral acceleration acting on the vehicle when the vehicle turns while the steering angle and the vehicle speed are both constant (at the time of steady circular turning).
[0045]
(Equation 1)
Gyt = (Vso ² ・ Θs) / (n ・ l) ・ (1 / (1 + Kh ・ Vso) ² ))
[0046]
In the above equation 1, Vso is an estimated vehicle speed (m / s) calculated as described later. Further, n is a gear ratio (constant value) which is a ratio of a change amount of the rotation angle of the steering wheel 21 to a change amount of the turning angle of the steered wheels FL and FR, and 1 is a vehicle which is a constant value determined by the vehicle body. And Kh is a stability factor (s) which is a constant value determined by the vehicle body. ² / M ² ).
[0047]
Next, the present apparatus calculates the lateral acceleration which is a deviation between the absolute value of the target lateral acceleration Gyt calculated as described above and the actual absolute value of the lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54, based on the following equation (2). Deviation ΔGy (m / s ² ) Is calculated.
[0048]
(Equation 2)
ΔGy = | Gyt | − | Gy |
[0049]
<Understeer suppression control>
When the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than a positive predetermined value, the vehicle has a state where the turning radius is larger than the turning radius when it is assumed that the target lateral acceleration Gyt is generated in the vehicle ( Since the vehicle is in the "understeer state", the present apparatus determines that the turning state of the vehicle is in the understeer state, and performs understeer suppression control for suppressing the understeer state (hereinafter, "US suppression control"). ).
[0050]
Specifically, the present device generates a predetermined braking force according to the value of the lateral acceleration deviation ΔGy only on the rear wheel inside the turning direction to forcibly generate a yawing moment in the turning direction with respect to the vehicle. . As a result, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy increases, and control is performed so that the actual lateral acceleration Gy approaches the target lateral acceleration Gyt. The magnitude of the predetermined braking force that is forcibly generated during the US suppression control does not depend on whether or not the tire air pressure of the wheel located outside the turning direction is reduced.
[0051]
<Oversteer suppression control>
On the other hand, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value, and its absolute value (the degree of decrease in the stability of the vehicle) is equal to or greater than a predetermined value (a predetermined degree, a control start value during OS suppression control). At this time, the vehicle is in a state where the turning radius is smaller than the turning radius when it is assumed that the target lateral acceleration Gyt is generated in the vehicle (hereinafter referred to as “oversteer state”). The device determines that the turning state of the vehicle is in the oversteer state, and executes oversteer suppression control (hereinafter, referred to as “OS suppression control”) for suppressing the oversteer state.
[0052]
Specifically, as shown in FIGS. 3 (a) and 3 (b), the present device performs an example of a braking force applied to each wheel of the vehicle turning left in the OS suppression control. A predetermined braking force corresponding to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is generated on the outer front and rear wheels to forcibly generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction on the vehicle. As a result, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is reduced, and control is performed so that the actual lateral acceleration Gy approaches the target lateral acceleration Gyt. Here, the magnitude of the predetermined braking force forcibly generated at the time of the OS suppression control depends on whether or not the tire air pressure of the wheel outside the turning direction is reduced as described below. .
[0053]
First, the tire pressure Pof (= Pfr) of the front wheel (wheel FR in FIG. 3) on the outside in the turning direction is equal to or greater than the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref (constant value), and the rear wheel on the outside in the turning direction (the constant value). The case where the tire pressure Por (= Prr) of the wheel RR) is equal to or greater than the rear wheel tire pressure determination reference value Prref (constant value) which is a constant value (when the outside tire pressure is appropriate) will be described with reference to FIG. The braking force generated on the front wheel (the wheel FR in FIG. 3) is set to be the front wheel side reference braking force Ff1 during OS suppression control indicated by the solid line in FIG. The front-wheel-side reference braking force Ff1 during OS suppression control becomes “0” when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the control start reference value a1 during OS suppression control, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy becomes the value a1. When it exceeds, as the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from the value a1, it increases with a predetermined gradient θ1 from “0” to reach the front wheel side reference upper limit ff, and reaches the front wheel side reference upper limit ff. Thereafter, even if the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases, the front wheel side reference upper limit ff is set to be constant.
[0054]
Further, at this time, the braking force generated on the rear wheel (wheel RR in FIG. 3) outside in the turning direction becomes the rear wheel side reference braking force Fr1 during OS suppression control indicated by the solid line in FIG. 3B. Is set to When the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the reference value a1 for starting the OS suppression control, the rear wheel side reference braking force Fr1 at the time of OS suppression control becomes “0”, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy becomes the value. When it exceeds a1, as the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from the value a1, it increases with a predetermined gradient θ1 from “0” to reach the rear wheel reference upper limit fr (<front wheel reference upper limit ff). Also, after reaching the rear wheel side reference upper limit fr, the rear wheel side reference upper limit fr is set to be constant even if the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases.
[0055]
Next, a description will be given of a case where the tire pressure Pof (= Pfr) of the front wheel (wheel FR in FIG. 3) outside the turning direction is less than the reference value Pfref (constant value) of the front wheel side tire pressure drop (when the outside tire pressure drops). Then, as shown by the broken line in FIG. 3A, the braking force generated on the front wheel (wheel FR in FIG. 3) on the outer side in the turning direction is a lateral acceleration with respect to the front wheel side reference braking force Ff1 during the OS suppression control. OS suppression control in which the absolute value of the deviation ΔGy is determined such that the control start value at the time of OS suppression control increases in accordance with the amount of decrease in the tire pressure Pof of the front outside wheel in the turning direction from the reference value Pfref for judging decrease in front tire pressure. Is set to a value smaller than the OS suppression control-time control start reference value a1 by the time early control start amount αso, and the upper limit value is set to the turning direction outside front wheel. A value smaller than the front wheel side reference upper limit value ff by the front wheel side limit amount βfdo at the time of the OS suppression control determined to increase according to the amount of decrease in the tire air pressure Pof from the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref. It is set as follows.
[0056]
Further, at this time, the braking force generated on the rear wheel (wheel RR in FIG. 3) outside in the turning direction is, as shown by the broken line in FIG. 3B, equal to the rear wheel side reference braking force Fr1 during OS suppression control. On the other hand, the control start value at the time of OS suppression control of the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is set to be smaller than the OS suppression control-time control start reference value a1 by the early control start amount αso during OS suppression control. At the same time, the upper limit value is determined so as to increase in accordance with the amount of decrease in the tire pressure Pof of the front wheel on the outer side in the turning direction from the reference value Pfref for judging a decrease in the front wheel tire pressure. The value is set so as to be larger than the rear wheel side reference upper limit value fr by the minute. Here, the rear wheel replenishment amount βruo at the time of the OS suppression control is always the front wheel side restriction amount βfdo at the time of the OS suppression control irrespective of the amount of decrease in the tire pressure Pof of the front wheel on the outer side in the turning direction from the reference value Pfref of the front tire pressure decrease determination. Is set to be larger than
[0057]
On the other hand, when the tire pressure Por of the rear wheel on the outer side in the turning direction is less than the reference value Prref for lowering the rear wheel tire pressure (when the outer tire pressure is lower), the braking force generated on the front wheel on the outer side in the turning direction is as follows. The control start value during the OS suppression control of the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy with respect to the front wheel side reference braking force Ff1 during the OS suppression control is determined by the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction and the rear wheel side tire pressure drop determination criterion. The value is set so as to be smaller than the OS suppression control-time control start reference value a1 by the OS suppression control-time early control start amount αso that is determined to increase in accordance with the amount of decrease from the value Prref. The value is determined so as to increase in accordance with the amount of decrease in the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction from the reference value Prref for judging a decrease in the rear wheel tire pressure. The value is set to be larger than the front wheel side reference upper limit value ff by the determined front wheel side replenishment amount βfuo during OS suppression control.
[0058]
Further, at this time, the braking force generated on the rear wheel outside the turning direction is such that the OS control control start value of the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to the rear wheel side reference brake force Fr1 during the OS suppression control. The value is set so as to be smaller than the OS suppression control-time control start reference value a1 by the amount of the early control start time αso during the OS suppression control, and the upper limit value is the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction. Set to be smaller than the rear wheel side reference upper limit value fr by the rear wheel side limit amount βrdo during OS suppression control determined to increase in accordance with the amount of decrease from the side tire air pressure drop determination reference value Prref. Is done. Here, the front wheel replenishment amount βfuo at the time of the OS suppression control is always the rear wheel side restriction at the time of the OS suppression control regardless of the amount of decrease in the tire pressure Por of the rear rear wheel in the turning direction from the rear wheel pressure decrease determination reference value Prref. It is set to be larger than the amount βrdo.
[0059]
As described above, when the outer tire air pressure decreases, the sum of the braking forces applied to the wheels on the outer side in the turning direction in response to the decrease in the tire air pressure of the wheel with reduced air pressure (FR in FIG. (The sum of the braking force and the RR braking force) is set so as to increase, and the upper limit value of the braking force applied to the tire of the air pressure lowering wheel is set to be lower as the tire air pressure of the air pressure lowering wheel decreases. In addition, the degree of decrease in vehicle stability when the OS suppression control is started (the predetermined degree, the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy, and the control start value during OS suppression control) is reduced by the decrease in tire air pressure of the wheel with the decreased air pressure. Is set to be smaller in accordance with.
[0060]
<Overturn prevention control>
Further, in the present device, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54 (the degree of decrease in vehicle stability) is equal to or greater than a predetermined value (a predetermined degree, a control start value during rollover prevention control). At this time, rollover prevention control for reducing the roll angle generated according to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is executed.
[0061]
Specifically, as shown in FIGS. 3 (c) and 3 (d), the present device shows an example of a braking force applied to each wheel of the vehicle turning left in the rollover prevention control. A predetermined braking force corresponding to the absolute value of the actual lateral acceleration Gy is generated on the outer front and rear wheels to forcibly generate a yawing moment in the direction opposite to the turning direction on the vehicle. As a result, the control is performed so that the absolute value of the actual lateral acceleration Gy decreases and the roll angle generated on the vehicle body decreases. Here, the magnitude of the predetermined braking force that is forcibly generated during the rollover prevention control also depends on whether or not the tire air pressure of the wheel on the outside in the turning direction is reduced, as in the case of the OS suppression control. .
[0062]
First, when the outer tire pressure is appropriate, the braking force generated at the front wheel (wheel FR in FIG. 3) outside in the turning direction is the front wheel under OS suppression control shown by the solid line in FIG. Similarly to the side reference brake force Ff1, the front wheel side reference brake force Ff2 at the time of the anti-rollover control shown by the solid line in FIG. 3C is set.
[0063]
Further, at this time, the braking force generated on the rear wheel (wheel RR in FIG. 3) outside the turning direction is the rear wheel side reference braking force during OS suppression control shown by the solid line in FIG. Similarly to Fr1, it is set to be the rear wheel side reference braking force Fr2 at the time of rollover prevention control shown by the solid line in FIG.
[0064]
Next, a description will be given of a case where the tire pressure Pof (= Pfr) of the front wheel (wheel FR in FIG. 3) outside the turning direction is less than the reference value Pfref (constant value) of the front wheel side tire pressure drop (when the outside tire pressure drops). Then, the braking force generated on the front wheel (wheel FR in FIG. 3) on the outer side in the turning direction is, as shown by the broken line in FIG. 3C, a lateral acceleration with respect to the front wheel side reference braking force Ff2 during the rollover prevention control. At the time of rollover prevention control in which the absolute value of Gy, the control start value at the time of rollover prevention control, is determined to increase in accordance with the amount of decrease of the tire pressure Pof of the front outside wheel in the turning direction from the front wheel side tire pressure decrease determination reference value Pfref. The value is set to be smaller than the control start reference value a2 for the anti-lateral overturn control by the amount of the early control start amount αsr, and the upper limit is set to the value of the tie of the front wheel outside the turning direction. The front-wheel-side reference upper-limit value ff is reduced by the front-wheel-side limit amount βfdr at the time of rollover prevention control, which is determined to increase in accordance with the amount of decrease in the air pressure Pof from the front-wheel-side tire-pressure-drop determination reference value Pfref. Is set to
[0065]
At this time, the braking force generated on the rear wheel (wheel RR in FIG. 3) outside the turning direction is, as shown by the broken line in FIG. On the other hand, the absolute value of the lateral acceleration Gy is set so that the control start value at the time of the anti-rollover control is smaller than the reference value a2 at the start of the anti-rollover control at the time of the early control start amount αsr during the anti-rollover control. In addition, the rear wheel replenishment amount during the rollover prevention control is determined such that the upper limit value is increased in accordance with the amount of decrease in the tire pressure Pof of the outer front wheel in the turning direction from the front wheel side tire pressure decrease determination reference value Pfref. Is set to a value larger than the rear wheel side reference upper limit value fr. Here, the rear wheel replenishment amount βur during the rollover prevention control is always the front wheel side limit amount βfdr during the rollover prevention control irrespective of the amount of decrease in the tire pressure Pof of the front outside wheel in the turning direction from the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref. Is set to be larger than
[0066]
On the other hand, when the tire pressure Por of the rear wheel on the outer side in the turning direction is less than the reference value Prref for lowering the rear wheel tire pressure (when the outer tire pressure is lower), the braking force generated on the front wheel on the outer side in the turning direction is as follows. The anti-rollover control start value of the absolute value of the lateral acceleration Gy relative to the front wheel side reference braking force Ff2 during the anti-rollover control is the tire pressure Por of the rear wheel on the outside in the turning direction, and the rear wheel side tire pressure drop determination reference value. The control value is set so as to be smaller than the reference value a2 for the control of the start of the anti-rollover control by the amount of the early control of the anti-rollover control αsr determined to increase in accordance with the amount of decrease from Prref, and the upper limit value. Is determined so as to increase in accordance with the amount of decrease in the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction from the rear wheel side tire pressure decrease determination reference value Prref. It is set to be larger than the rollover prevention control when the front wheel replenishing amount βfur amount corresponding front side reference upper limit ff that.
[0067]
Further, at this time, the braking force generated on the rear wheel outside the turning direction is such that the control start value at the time of the anti-lateral overturn control of the absolute value of the lateral acceleration Gy with respect to the rear wheel side reference braking force Fr2 at the time of the anti-lateral overturn control. The anti-rollover control early control start amount αsr is set to be smaller than the anti-rollover control time control start reference value a2, and the upper limit is the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction on the rear wheel side. It is set to be smaller than the rear wheel side reference upper limit value fr by the rear wheel side limit amount βrdr at the time of rollover prevention control determined to increase in accordance with the amount of decrease from the tire air pressure drop determination reference value Prref. You. Here, the front wheel side replenishment amount βfur during the rollover prevention control is always the rear wheel side limit during the rollover prevention control regardless of the amount of decrease in the tire pressure Por of the rear outside wheel in the turning direction from the rear wheel pressure decrease determination reference value Prref. It is set to be larger than the amount βrdr.
[0068]
Note that when the anti-rollover control and the OS suppression control are performed in a superimposed manner, that is, when the actual absolute value of the lateral acceleration Gy is equal to or greater than the anti-rollover control start value and the lateral acceleration deviation ΔGy is negative. When the absolute value is equal to or greater than the control start value at the time of the OS suppression control, the braking forces generated on the front and rear wheels outside the turning direction are respectively the braking force determined based on the anti-lateral overturn control and the OS suppression. The braking force is set to be the larger one of the braking forces determined based on the control.
[0069]
As described above, also in the rollover prevention control, similarly to the time of the OS suppression control, when the outer tire air pressure is reduced, the outer side in the turning direction according to the decrease in the tire air pressure of the wheel with the reduced air pressure is lower than when the outer tire air pressure is appropriate. The sum of the braking forces applied to the wheels (the sum of the FR braking force and the RR braking force in FIG. 3) is set to be large, and the upper limit value of the braking force applied to the tire of the air pressure decreasing wheel is set to the air pressure decreasing wheel. And the degree of decrease in vehicle stability when the anti-rollover control is started (predetermined degree, absolute value of lateral acceleration Gy, The control start value is set so as to decrease in accordance with a decrease in the tire air pressure of the air pressure lowering wheel.
[0070]
In this way, the present device executes the US suppression control, the OS suppression control, and the rollover prevention control (hereinafter, these are collectively referred to as “turning stability control”) to secure the stability of the vehicle. Thus, a predetermined braking force is applied to each wheel. Also, when performing the turning stability control, when it is necessary to also execute any one of anti-skid control, front-rear braking force distribution control, and traction control described later, The braking force to be applied to each wheel is finally determined in consideration of the braking force to be applied to each wheel in order to execute the one control. The outline of the vehicle motion control according to the present invention has been described above.
[0071]
(Actual operation)
Next, regarding the actual operation of the vehicle motion control device 10 according to the present invention configured as described above, the routine executed by the CPU 61 of the electric control device 60 is shown by a flowchart in FIGS. A description will be given with reference to FIGS. 14 to 16 and FIGS. 7 to 9 and FIGS. 11 to 13 which show various tables used when executing these various routines by graphs. In addition, "**" appended to the end of each variable, flag, sign, etc. is used to indicate which variable, flag, sign, etc. is related to each wheel FR, etc. -Comprehensive notation such as "fl" or "fr" added to the end of a sign or the like. For example, the wheel speed Vw ** is the left front wheel speed Vwfl, the right front wheel speed Vwfr, the left rear wheel speed Vwrl, the right The rear wheel speed Vwrr is comprehensively shown.
[0072]
The CPU 61 repeatedly executes a routine for calculating the wheel speed Vw ** and the like shown in FIG. 4 every time a predetermined time elapses. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 400 and proceeds to step 405 to calculate the wheel speeds (the outer peripheral speeds of the respective wheels) Vw ** of the respective wheels FR and the like. Specifically, the CPU 61 calculates the wheel speeds Vw ** of the wheels FR and the like based on the time intervals of the pulses included in the signals output from the wheel speed sensors 51 **.
[0073]
Next, the CPU 61 proceeds to step 410, and calculates the maximum value of the wheel speeds Vw ** of the wheels FR and the like as the estimated vehicle speed Vso. The average value of the wheel speeds Vw ** of the respective wheels FR may be calculated as the estimated vehicle speed Vso.
[0074]
Next, the CPU 61 proceeds to step 415, and describes the value of the estimated vehicle body speed Vso calculated in step 410, the value of the wheel speed Vw ** of each wheel FR etc. calculated in step 405, and the description in step 415. The actual slip ratio Sa ** for each wheel is calculated based on the equation. The actual slip ratio Sa ** is used when calculating a braking force to be applied to each wheel, as described later.
[0075]
Next, the CPU 61 proceeds to step 420 to calculate an estimated vehicle acceleration DVso which is a time differential value of the estimated vehicle speed Vso based on the following equation (3).
[0076]
[Equation 3]
DVso = (Vso−Vso1) / Δt
[0077]
In the above equation 3, Vso1 is the previous estimated vehicle body speed calculated in step 410 during the previous execution of this routine, and Δt is the above-mentioned predetermined time, which is the calculation cycle of this routine.
[0078]
Next, the CPU 61 proceeds to step 425 to determine whether or not the value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54 is “0” or more. If there is, the result of the determination in step 425 is “Yes” and the process proceeds to step 430, where the turning direction display flag L is set to “1”. If the actual value of the lateral acceleration Gy is a negative value, “No” is determined in step 425, and the process proceeds to step 435, where the turning direction display flag L is set to “0”.
[0079]
Here, the turning direction display flag L is a flag indicating whether the vehicle is turning left or right, and when the value is “1”, the vehicle is turning left. When the value is “0”, it indicates that the vehicle is turning right. Therefore, the turning direction of the vehicle is specified by the value of the turning direction display flag L.
[0080]
Next, the CPU 61 proceeds to step 440, and based on the value of the flag L set as described above, which one of the wheels FR and the like corresponds to the turning direction outside front wheel and the turning direction outside rear wheel. To identify. Specifically, when the value of the flag L is “1”, since the vehicle is turning to the left, it is specified that the wheel FR is the turning front outside wheel and the wheel RR is the turning rear outside wheel. At the same time, when the value of the flag L is “0”, since the vehicle is turning rightward, it is specified that the wheel FL is the turning front outside wheel and the wheel RL is the turning rear outside wheel. Then, the CPU 61 proceeds to step 495 to end this routine once.
[0081]
Next, the calculation of the lateral acceleration deviation will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 5 every time a predetermined time elapses. Accordingly, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 500 and proceeds to step 505, where the value of the steering angle θs obtained by the steering angle sensor 52 and the estimated vehicle speed calculated in step 410 of FIG. The target lateral acceleration Gyt is calculated based on the value of Vso and the expression described in step 505 corresponding to the right side of the above equation (1).
[0082]
Next, the CPU 61 proceeds to step 510, in which the value of the target lateral acceleration Gyt calculated in step 505, the value of the actual lateral acceleration Gy obtained by the lateral acceleration sensor 54, and the steps corresponding to the right side of the above equation (2) The lateral acceleration deviation ΔGy is calculated based on the equation described in 510. Then, the CPU 61 proceeds to step 595 to end this routine once.
[0083]
Next, the calculation of the control amount during the OS-US suppression control that is set according to the magnitude of the yawing moment to be generated in the vehicle by the OS-US suppression control will be described. The CPU 61 executes the routine shown in FIG. Is repeatedly executed every time. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 600 and proceeds to step 605 to determine whether the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value.
[0084]
Now, the description is continued assuming that the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value (actually, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value and its absolute value is equal to or more than the OS suppression control start value). The CPU 61 determines that the vehicle is in the oversteer state as described above, and determines the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control and the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control when executing the OS suppression control. The process proceeds to step 610 and later for calculation.
[0085]
In step 610, the CPU 61 determines the tire pressure corresponding to the current outer front wheel in the turning direction specified in step 440 of FIG. 4 among the tire pressures P ** obtained by the respective tire pressure sensors 56 **. It is determined whether or not Pof is equal to or greater than the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref. If the tire pressure Pof of the front outer wheel in the turning direction is equal to or greater than the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref, "Yes" in step 610. The routine proceeds to step 615, where it is determined whether or not the tire pressure Por of the rear wheel on the outside in the turning direction is equal to or greater than a reference value Prref for determining a decrease in rear tire pressure.
[0086]
Now, the tire pressure Pof of the outer front wheel in the turning direction is equal to or more than the reference value Pfref of the front wheel side tire pressure drop, and the tire pressure Por of the rear wheel in the outer direction of the turning direction is equal to or more than the reference value Prref of the rear wheel side tire pressure (that is, Prref). The CPU 61 determines “Yes” in steps 610 and 615, proceeds to step 620, and proceeds to step 620 in which the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in step 510 in FIG. Based on the absolute value and the table shown by the solid line in FIG. 7A, the front-wheel-side control amount Gfo at the time of the OS suppression control is obtained, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy and FIG. After obtaining the rear wheel side control amount Gro during the OS suppression control based on the table shown by the solid line, the process proceeds to step 655.
[0087]
Here, as shown in FIG. 7A, the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control is the same as the front wheel side reference control amount Gf1 during OS suppression control. The front-wheel-side reference control amount Gf1 during OS suppression control becomes “0” when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the control start reference value a1 during OS suppression control, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy becomes the value a1. When it exceeds, as the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from the value a1, it increases with a predetermined gradient θ1 from “0” to reach the front wheel side reference upper limit bf and reaches the front wheel side reference upper limit bf. Thereafter, even if the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases, the front wheel side reference upper limit bf is set to be constant.
[0088]
Also, as shown in FIG. 7B, the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control is the same as the rear wheel side reference control amount Gr1 during OS suppression control. The rear wheel-side reference control amount Gr1 during the OS suppression control becomes “0” when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or less than the control start reference value a1 during the OS suppression control, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy becomes the value a1. When the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from the value a1, when the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases from “0” to reach the rear wheel side reference upper limit value br, the rear wheel side reference upper limit value br is increased. , The rear-wheel-side reference upper limit value br is set to be constant even if the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy increases.
[0089]
Next, the description will be continued assuming that the tire pressure Pof of the outer front wheel in the turning direction is smaller than the front wheel side tire pressure decrease determination reference value Pfref (that is, when the outer tire pressure is decreased). Regardless of whether or not the tire pressure Por of the rear wheel on the outside in the turning direction is equal to or more than the reference value Prref for determining the decrease in tire pressure on the rear wheel, "No" is determined in step 610 and the process proceeds to step 625, in which the tire pressure on the front wheel is decreased. Based on the value obtained by subtracting the tire pressure Pof of the outer front wheel in the turning direction from the determination reference value Pfref, and the table described in step 625, the front wheel side limit amount αfdo during OS suppression control and the rear wheel side supplement amount αruo during OS suppression control. Is calculated.
[0090]
As a result, the front-wheel-side limit amount αfdo during OS suppression control and the rear-wheel replenishment amount αruo during OS suppression control both increase in the value obtained by subtracting the tire pressure Pof of the front outside wheel in the turning direction from the front wheel-side tire pressure drop determination reference value Pfref. And the rear wheel replenishment amount αruo at the time of OS suppression control is always set to be larger than the front wheel side restriction amount αfdo at the time of OS suppression control.
[0091]
Next, the CPU 61 proceeds to step 630, in which the OS described above based on the value obtained by subtracting the tire pressure Pof of the front wheel in the turning direction outside from the front wheel side tire pressure drop determination reference value Pfref and the table described in step 630 is used. An early control start amount αso during suppression control is calculated. Thus, the early control start amount αso at the time of the OS suppression control is set so as to increase in accordance with an increase in a value obtained by subtracting the tire pressure Pof of the front wheel outside the turning direction from the reference wheel pressure decrease determination reference value Pfref.
[0092]
Next, the CPU 61 proceeds to step 635, where the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in step 510 of FIG. 5, the front wheel side limit amount at OS suppression control calculated in step 625 αfdo, and in step 630 The front-wheel-side control amount Gfo during OS suppression control is obtained based on the calculated early control start amount αso during OS suppression control and a table indicated by a broken line in FIG. 8A, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy OS suppression based on the rear wheel replenishment amount αruo at the time of OS suppression control calculated at step 625, the early control start amount αso at the time of the OS suppression control, and the table shown by the broken line in FIG. 8B. After the control-time rear wheel-side control amount Gro is obtained, the process proceeds to step 655.
[0093]
Next, the tire pressure Pof of the front outside wheel in the turning direction is equal to or higher than the reference value Pfref of the front wheel side tire pressure drop, and the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction is less than the reference value Prref of the rear wheel side tire pressure drop (that is, Prref). When the determination is made in step 610, the CPU 61 determines “Yes”, proceeds to step 615, determines “No”, proceeds to step 640, and proceeds to step 640. On the basis of the value obtained by subtracting the tire pressure Por of the outer rear wheel in the turning direction from the reference value Prref on the side tire pressure drop and the table described in Step 640, the front wheel side replenishment amount αfuo during OS suppression control and after OS suppression control The wheel side limit amount αrdo is calculated.
[0094]
As a result, both the front wheel side replenishment amount αfuo during OS suppression control and the rear wheel side limitation amount αrdo during OS suppression control are values obtained by subtracting the tire pressure Por of the rear wheel in the turning direction from the rear wheel side tire pressure drop determination reference value Prref. , The front wheel replenishment amount αfuo during OS suppression control is always set to be larger than the rear wheel side limitation amount αrdo during OS suppression control.
[0095]
Next, the CPU 61 proceeds to step 645, and firstly describes the value based on the value obtained by subtracting the tire pressure Por of the rear wheel outside the turning direction from the rear wheel side tire pressure drop determination reference value Prref, and the table described in step 645. The calculated early control start amount αso during OS suppression control is calculated. As a result, the early control start amount αso at the time of the OS suppression control is set to increase in accordance with an increase in a value obtained by subtracting the tire pressure Por of the rear wheel in the turning direction from the rear wheel pressure decrease determination reference value Prref. .
[0096]
Next, the CPU 61 proceeds to step 650, in which the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in step 510 in FIG. 5, the front wheel side replenishment amount during OS suppression control calculated in step 640, αfuo, and in step 645 The front-wheel-side control amount Gfo during OS suppression control is obtained based on the calculated early control start amount αso during OS suppression control and the table indicated by the broken line in FIG. 9A, and the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy OS suppression based on the rear wheel-side limit amount during OS suppression control calculated in step 640, the early control start amount during OS suppression control αso, and the table shown by the broken line in FIG. 9B. After the control-time rear wheel-side control amount Gro is obtained, the process proceeds to step 655.
[0097]
After calculating the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control and the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control in this way, the CPU 61 proceeds to step 655 and calculates the lateral acceleration deviation calculated in step 510 in FIG. Based on the absolute value of ΔGy and the table shown by the solid line in FIG. 7B, the rear wheel side control amount Gru during the US suppression control when executing the US suppression control (= the rear wheel side during the OS suppression control) After obtaining the control amount Gro), the routine proceeds to step 695, where the present routine is temporarily ended.
[0098]
At the time of the determination in step 605, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is “0” or more (actually, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is the control start value at the time of US suppression control (the control start reference value a1 at the time of OS suppression control). Continuing the description, the CPU 61 determines “No” in step 605, determines that the vehicle is in the understeer state as described above, and determines the above-described front wheel side control amount during OS suppression control. The process directly proceeds to step 655 without calculating the rear wheel side control amount Gro at the time of Gfo and OS suppression control, calculates only the rear wheel side control amount Gru at the time of US suppression control, and then proceeds to step 695 to end this routine once. I do. In this way, the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control, the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control, and the rear wheel side control amount Gru during US suppression control are calculated.
[0099]
Next, a description will be given of the calculation of the control amount during the rollover prevention control set according to the magnitude of the yawing moment to be generated in the vehicle by the rollover prevention control. The CPU 61 executes the routine shown in FIG. 10 every time a predetermined time elapses. Running repeatedly. The routine shown in FIG. 10 for performing processing using each of the tables shown in FIGS. 11 to 13 is the same as the routine of FIG. 6 described above, and a detailed description of the processing will be omitted here. Thus, the front wheel side control amount Gfr during the rollover prevention control and the rear wheel side control amount Grr during the rollover prevention control are calculated. When the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than “0”, the CPU 61 determines “No” in step 1005 as in the routine of FIG. The process directly proceeds to step 1095 without calculating the rear wheel-side control amount Grr during the rollover prevention control, and the routine is temporarily ended.
[0100]
Next, the calculation of the target slip ratio of each wheel required to determine the braking force to be applied to each wheel when only the above-described turning stability control is executed will be described. The routine is repeatedly executed every elapse of a predetermined time. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 1400, proceeds to step 1405, and determines whether or not the value of the lateral acceleration deviation ΔGy calculated in step 510 in FIG. 5 is “0” or more. judge. Here, when the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than “0” (actually, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is equal to or greater than the control start value during US suppression control (the control start reference value a1 during OS suppression control). In this case, the CPU 61 determines that the vehicle is in the understeer state as described above, and proceeds to step 1410 to calculate the target slip ratio of each wheel when executing the US suppression control, and displays the turning direction. It is determined whether or not the value of the flag L is “1”.
[0101]
When the turning direction display flag L is “1” in the determination of step 1410, the CPU 61 proceeds to step 1415, where the coefficient K which is a constant value and the rear wheel side control at the time of US suppression control calculated in step 655 of FIG. The value multiplied by the amount Gru is set as the target slip ratio Strl of the left rear wheel RL, and the target slip ratios Stfl, Stfr, Strr of the other wheels FL, FR, RR are all set to “0”, and Proceeding to 1495, this routine is temporarily ended. Accordingly, when the vehicle is turning leftward, only the left rear wheel RL corresponding to the rear wheel inside the turning direction corresponds to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment in the turning direction. The set target slip rate is set.
[0102]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination of step 1410, the CPU 61 proceeds to step 1420 to determine the coefficient K and the rear wheel side control amount Gru during the US suppression control calculated in step 655 of FIG. Is set as the target slip ratio Strr of the right rear wheel RR, and the target slip ratios Stfl, Stfr, Strl of the other wheels FL, FR, RL are all set to “0”. Proceed to end this routine once. Thereby, when the vehicle is turning rightward, only the right rear wheel RR corresponding to the rear wheel inside the turning direction corresponds to the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy for generating the yawing moment in the turning direction. The set target slip rate is set.
[0103]
On the other hand, if it is determined in step 1405 that the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value (actually, the value of the lateral acceleration deviation ΔGy is a negative value, and its absolute value is the OS start control start control). If the value is equal to or more than the reference value a1), the CPU 61 determines that the vehicle is in the oversteer state as described above, and calculates the target slip ratio of each wheel when performing the oversteer suppression control. Proceeding to step 1425, the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control calculated in any of steps 620, 635, and 650 in FIG. 6 and the rollover prevention calculated in any of steps 1020, 1035, and 1050 in FIG. The larger value of the control-time front wheel-side control amount Gfr is calculated as the front wheel-side control amount Gf. The larger of the rear wheel side control amount Grr during OS suppression control and the rear wheel side control amount Grr during rollover prevention control calculated in any of steps 1020, 1035, and 1050 in FIG. It is calculated as the side control amount Gr.
[0104]
Next, the CPU 61 proceeds to step 1430 to determine whether or not the value of the turning direction display flag L is “1”. When the turning direction display flag L is “1” in the determination of step 1430, the CPU 61 proceeds to step 1435, and calculates a value obtained by multiplying the coefficient K by the value of the front wheel side control amount Gf calculated in step 1425. The target slip ratio Stfr of the right front wheel FR is set, and a value obtained by multiplying the coefficient K by the value of the rear wheel side control amount Gr calculated in step 1425 is set as the target slip ratio Strr of the right rear wheel RR. The target slip ratios Stfl and Strl of the other wheels FL and RL are both set to "0", and the routine proceeds to step 1495, where the present routine is ended once. Thus, when the vehicle is turning left, a lateral acceleration deviation for generating a yawing moment in the opposite direction to the turning direction only on the right front wheel FR and the right rear wheel RR corresponding to the front and rear wheels outside the turning direction. A target slip ratio is set according to one of the absolute value of ΔGy and the absolute value of lateral acceleration Gy.
[0105]
On the other hand, when the turning direction display flag L is “0” in the determination of step 1430, the CPU 61 proceeds to step 1440, and calculates a value obtained by multiplying the coefficient K by the value of the front wheel side control amount Gf calculated in step 1425. The target slip ratio Stfl of the left front wheel FL is set as the target slip ratio Stfl of the left rear wheel RL, and a value obtained by multiplying the coefficient K by the value of the rear wheel side control amount Gr calculated in step 1425 is set as the target slip ratio Strl of the left front wheel FL. The target slip ratios Stfr, Strr of the other wheels FR, RR are both set to "0", and the routine proceeds to step 1495, where the present routine is ended once. Thus, when the vehicle is turning right, a lateral acceleration deviation for generating a yawing moment in the opposite direction to the turning direction only on the left front wheel FL and the left rear wheel RL corresponding to the front and rear wheels outside the turning direction. A target slip ratio is set according to one of the absolute value of ΔGy and the absolute value of lateral acceleration Gy. As described above, the target slip ratio of each wheel required to determine the braking force to be applied to each wheel when executing only the turning stability control is determined.
[0106]
Next, the control mode setting of the vehicle will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 15 every time a predetermined time elapses. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 1500 and proceeds to step 1505 to determine whether anti-skid control is necessary at the present time. The anti-skid control is a control for reducing the braking force of a specific wheel when a specific wheel is locked while the brake pedal BP is operated. Since the details of the anti-skid control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0107]
Specifically, the CPU 61 determines in step 1505 that the brake switch BP is being operated by the brake switch 55, and the CPU 61 calculates the actual value of the specific wheel calculated in step 415 in FIG. When the value of the slip ratio Sa ** is equal to or more than a positive predetermined value, it is determined that anti-skid control is necessary.
[0108]
When it is determined in step 1505 that the anti-skid control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 1510 and sets a variable for setting a control mode in which the turning stability control and the anti-skid control are performed in a superimposed manner. The mode is set to “1”, and the process proceeds to the subsequent step 1550.
[0109]
On the other hand, when it is determined in step 1505 that the anti-skid control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 1515 and determines whether the front-rear braking force distribution control is necessary at the present time. The front-rear braking force distribution control is a control for reducing the ratio (distribution) of the braking force of the rear wheels to the braking force of the front wheels in accordance with the magnitude of the deceleration in the front-rear direction of the vehicle when the brake pedal BP is operated. is there. Since the details of the longitudinal braking force distribution control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0110]
Specifically, the CPU 61 determines in step 1515 that the brake switch BP is being operated by the brake switch 55, and the value of the estimated vehicle acceleration DVso calculated in step 420 of FIG. Is a negative value and the absolute value of the estimated vehicle body acceleration DVso is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that the longitudinal braking force distribution control is necessary.
[0111]
When it is determined in step 1515 that the longitudinal braking force distribution control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 1520 and sets a control mode in which the turning stability control and the longitudinal braking force distribution control are superimposed and executed. Then, the variable Mode is set to “2”, and the process proceeds to the subsequent step 1550.
[0112]
If it is determined in step 1515 that the front-rear braking force distribution control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 1525 to determine whether traction control is necessary at the present time. The traction control is a control or an engine for increasing the braking force of the specific wheel when the specific wheel is spinning in the direction in which the driving force of the engine 31 is generated in a state where the brake pedal BP is not operated. 31 is a control for reducing the driving force. Since the details of the traction control are well known, a detailed description thereof will be omitted here.
[0113]
Specifically, the CPU 61 determines in step 1525 that the brake switch BP is not operated by the brake switch 55, and the CPU 61 calculates the actual value of the specific wheel calculated in step 415 in FIG. When the value of the slip ratio Sa ** is a negative value and the absolute value of the actual slip ratio Sa ** is equal to or greater than a predetermined value, it is determined that traction control is necessary.
[0114]
When it is determined in step 1525 that traction control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 1530, and sets the variable Mode to "mode" in order to set a control mode in which the turning stability control and the traction control are superimposed and executed. "3" is set, and the routine proceeds to the subsequent step 1550.
[0115]
If it is determined in step 1525 that traction control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 1535 and determines whether or not turning stability control is necessary at the present time. Specifically, in step 1535, the CPU 61 needs to perform the turning stability control when there is a specific wheel in which the value of the target slip ratio St ** set in the routine of FIG. 14 is not “0”. Is determined.
[0116]
When it is determined in step 1535 that the brake steering control is necessary, the CPU 61 proceeds to step 1540, and sets “4” in a variable Mode to set a control mode for executing only the turning stability control. Then, the process proceeds to the next step 1550. On the other hand, when it is determined in step 1535 that the turning stability control is not necessary, the CPU 61 proceeds to step 1545, and sets “0” in the variable Mode to set the non-control mode in which the motion control of the vehicle is not executed. After setting, the process proceeds to the next step 1550. In this case, there is no specific wheel to control.
[0117]
When the CPU 61 proceeds to step 1550, the CPU 61 sets “1” to the flag CONT ** corresponding to the wheel to be controlled and sets “0” to the flag CONT ** corresponding to the non-controlled wheel that is not the wheel to be controlled. The wheel to be controlled in step 1550 is a wheel that needs to control at least one of the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** shown in FIG.
[0118]
Accordingly, for example, when it is necessary to increase only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrr of the right rear wheel RR, for example, when the brake pedal BP is not operated and the process proceeds to step 1420 in FIG. By switching both the control valve SA2, the switching valve STR, and the pressure increasing valve PUrl shown in FIG. 2 to the second position and controlling the pressure increasing valve PUrr and the pressure reducing valve PDrr, respectively, the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrl is reduced Only the brake fluid pressure in the wheel cylinder Wrr is increased using the high pressure generated by the high pressure generator 41 while maintaining the fluid pressure at the time. Therefore, the control target wheels in this case include not only the right rear wheel RR but also the left rear wheel RL. Then, after executing the step 1550, the CPU 61 proceeds to the step 1595 and ends this routine once. In this way, the control mode is specified and the wheel to be controlled is specified.
[0119]
Next, control of the braking force to be applied to each wheel will be described. The CPU 61 repeatedly executes the routine shown in FIG. 16 every time a predetermined time elapses. Therefore, at a predetermined timing, the CPU 61 starts the process from step 1600 and proceeds to step 1605 to determine whether the variable Mode is not “0”. If the variable Mode is “0”, the CPU 61 proceeds to step 1605. Is determined to be "No", and the process proceeds to step 1610. Since it is not necessary to execute the brake control for each wheel, all the electromagnetic valves in the brake fluid pressure control device 40 are turned off (non-excited state). Proceeding to step 1695, the present routine is temporarily ended. As a result, brake fluid pressure corresponding to the operation force of the brake pedal BP by the driver is supplied to each wheel cylinder W **.
[0120]
On the other hand, if the variable Mode is not “0” in the determination in step 1605, the CPU 61 determines “Yes” in step 1605 and proceeds to step 1615 to determine whether or not the variable Mode is “4”. If the variable Mode is not “4” (that is, if anti-skid control other than the turning stability control is necessary), the CPU 61 determines “No” in step 1615, and proceeds to step 1620. In step 1550 of FIG. 15, for each of the wheels to be controlled for which the value of the flag CONT ** is set to “1”, only the turning stability control already set in FIG. After correcting the target slip ratio St **, the process proceeds to step 1625. Thereby, the target slip ratio St ** of each wheel already set in FIG. 14 by the target slip ratio of each wheel required when executing the control corresponding to the value of the variable Mode superimposed on the brake steering control. Is corrected for each control target wheel.
[0121]
When the variable Mode is “4” in the determination in step 1615, the CPU 61 determines “Yes” in step 1615, and there is no need to correct the target slip ratio St ** of each wheel already set in FIG. Therefore, the process directly proceeds to step 1625. When the CPU 61 proceeds to step 1625, the CPU 61 sets the value of the target slip ratio St ** for the control target wheel for which the value of the flag CONT ** is set to "1" in step 1550 of FIG. The slip ratio deviation ΔSt ** is calculated for each control target wheel based on the value of the actual slip ratio Sa ** calculated in 415 and the expression described in step 1625.
[0122]
Next, the CPU 61 proceeds to step 1630 to set a hydraulic pressure control mode for each of the control target wheels. Specifically, the CPU 61 determines the slip ratio deviation ΔSt for each control target wheel based on the value of the slip ratio deviation ΔSt ** calculated for each control target wheel in step 1625 and the table described in step 1630. If the value of ** exceeds a predetermined positive reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “pressure increase”, and the value of the slip ratio deviation ΔSt ** is equal to or greater than a predetermined negative reference value and When the value is equal to or less than the positive reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “hold”, and when the value of the slip ratio deviation ΔSt ** falls below the predetermined negative reference value, the hydraulic pressure control mode is set to “pressure reduction”. Set.
[0123]
Next, the CPU 61 proceeds to step 1635 to control the control valves SA1 and SA2 and the switching valve STR shown in FIG. 2 based on the hydraulic pressure control mode for each control target wheel set in step 1630, and to control the control target wheel. Each time, the pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** are controlled in accordance with the same hydraulic control mode.
[0124]
Specifically, the CPU 61 sets the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** to the first position (the position in the non-excited state) for the wheel whose hydraulic pressure control mode is "pressure increasing". ), The corresponding pressure-intensifying valve PU ** is controlled to the second position (the position in the excited state) and the corresponding pressure-reducing valve PD * for the wheel in which the hydraulic control mode is set to “hold”. * To the first position, and the corresponding pressure increasing valve PU ** and the pressure reducing valve PD ** are both moved to the second position (in the excited state) for the wheels whose hydraulic pressure control mode is "depressurized". Position).
[0125]
As a result, the brake hydraulic pressure in the wheel cylinder W ** of the control target wheel whose hydraulic pressure control mode is set to “increase pressure” increases, and the control target whose hydraulic pressure control mode is set to “decrease pressure” As the brake fluid pressure in the wheel cylinder W ** of the wheel decreases, the actual slip ratio Sa ** of each control wheel is controlled so as to approach the target slip ratio St **. As a result, FIG. Control corresponding to the set control mode is achieved. Here, step 1635 corresponds to the braking force control means.
[0126]
When the control mode set by executing the routine of FIG. 15 is a control mode for executing traction control (variable Mode = 3) or a control mode for executing only turning stability control (variable Mode = 4), In order to reduce the driving force of the engine 31, the CPU 61 determines that the throttle valve TH is required to have an opening smaller by a predetermined amount than the opening corresponding to the operation amount Accp of the accelerator pedal AP, if necessary. The actuator 32 is controlled. Then, the CPU 61 proceeds to step 1695 to end this routine once.
[0127]
As described above, according to the vehicle motion control device of the present invention, the braking force is applied to each wheel by the OS suppression control or the rollover prevention control for securing the stability of the vehicle when the vehicle is in a turning state. In this case, when the outer tire air pressure is reduced, the yawing moment in the direction opposite to the turning direction acting on the vehicle as a result of the braking force applied to each wheel becomes larger than when the outer tire air pressure is appropriate. Therefore, when the outer tire pressure is reduced, the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle is reduced as compared to when the outer tire pressure is appropriate, and as a result, an excessive roll angle on the vehicle body can be prevented.
[0128]
Further, the degree of increase in the yawing moment in the direction opposite to the turning direction is configured to increase in accordance with the decrease in the tire air pressure of the wheel having the reduced air pressure outside the turning direction. Therefore, the degree to which the roll angle is prevented from increasing is set to be equal to the degree to which the tendency to generate an excessively large roll angle based on the decrease in tire air pressure is set without excess or deficiency, and the vehicle body is maintained while maintaining good vehicle stability. An excessive roll angle can be prevented from being generated.
[0129]
Further, in order to increase the yawing moment in the direction opposite to the turning direction, the total sum of the braking forces applied to the outer wheels in the turning direction is increased. Therefore, when the outer tire air pressure is reduced, the sum of the braking forces applied to the wheels is larger than when the outer tire air pressure is appropriate, and as a result, the deceleration force for decelerating the vehicle is also increased. Therefore, the effect of reducing the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle by the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction and the effect of reducing the absolute value of the actual lateral acceleration Gy by the action of the deceleration force are combined. When the outer tire pressure is reduced, it is possible to further prevent the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body.
[0130]
Further, the upper limit value of the braking force applied to the wheel with the reduced air pressure is reduced according to the decrease in the tire pressure of the wheel with the reduced air pressure. This makes it possible to keep the degree of deformation of the tire of the wheel with reduced air pressure small, to reduce the absolute value of the actual lateral acceleration Gy acting on the vehicle by the action of the yawing moment in the direction opposite to the turning direction, and to reduce the deceleration. Together with the effect of reducing the absolute value of the actual lateral acceleration Gy by the action of the force, it was possible to further prevent the occurrence of an excessive roll angle on the vehicle body.
[0131]
Furthermore, the degree of decrease in stability of the vehicle when starting to apply braking force for ensuring the stability of the vehicle to each wheel of the vehicle is reduced in accordance with the decrease in tire pressure of the wheel with reduced air pressure. Since the vehicle is in a turning state and the stability of the vehicle is progressing, when the outer tire pressure is reduced, the tire pressure of the wheel becomes lower than when the outer tire pressure is appropriate. It is possible to start to apply a braking force for generating a yawing moment in the direction opposite to the turning direction to each wheel from an earlier stage corresponding to. Therefore, when the outer tire air pressure is reduced, the yawing moment in the direction opposite to the turning direction can be smoothly increased in accordance with the decrease in the tire air pressure of the air pressure lowering wheel, as compared to when the outer tire air pressure is appropriate.
[0132]
The present invention is not limited to the above embodiments, and various modifications can be adopted within the scope of the present invention. For example, in the above embodiment, the slip ratio of each wheel is used as a control target for controlling the braking force applied to each wheel of the vehicle. Any physical quantity that changes according to the braking force applied to each wheel, such as brake fluid pressure, may be used as the control target.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is a schematic configuration diagram of a vehicle equipped with a vehicle motion control device according to an embodiment of the present invention.
FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a brake fluid pressure control device shown in FIG.
FIGS. 3A and 3B are diagrams illustrating an example of a braking force applied to each wheel of a vehicle that is turning left during OS suppression control, and FIG. (D) is a diagram illustrating an example of a braking force applied to each wheel of the vehicle turning leftward during rollover prevention control.
FIG. 4 is a flowchart showing a routine for calculating a wheel speed and the like executed by a CPU shown in FIG. 1;
FIG. 5 is a flowchart illustrating a routine for calculating a lateral acceleration deviation executed by a CPU illustrated in FIG. 1;
FIG. 6 is a flowchart illustrating a routine for the CPU illustrated in FIG. 1 to calculate a control amount during OS-US suppression control.
FIG. 7 (a) is a graph showing a table showing a relationship between an absolute value of a lateral acceleration deviation ΔGy used when an outer tire air pressure is appropriate and a front wheel side control amount Gfo during OS suppression control; FIG. 7B shows the relationship between the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy used when the outer tire air pressure is appropriate and the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control and the rear wheel side control amount Gru during US suppression control. 5 is a graph showing a table.
FIG. 8A is a table showing a relationship between an absolute value of a lateral acceleration deviation ΔGy and a front wheel side control amount Gfo during OS suppression control, which is used when the outer front wheel in the turning direction is an air pressure decreasing wheel. FIG. 8B is a graph showing the relationship between the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy used when the front wheel outside the turning direction is the air pressure decreasing wheel and the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control. 6 is a graph showing a table to represent.
FIG. 9 (a) shows the relationship between the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy used when only the outer rear wheel in the turning direction is the air pressure lowering wheel and the front wheel side control amount Gfo during OS suppression control. FIG. 9B is a graph showing a table, and FIG. 9B shows the absolute value of the lateral acceleration deviation ΔGy used when only the rear wheel in the turning direction is the air pressure-lowering wheel and the rear wheel side control amount Gro during OS suppression control. 6 is a graph showing a table representing a relationship with the table.
10 is a flowchart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to calculate a control amount at the time of rollover prevention control.
FIG. 11A is a graph showing a table indicating a relationship between an absolute value of a lateral acceleration Gy used when an outer tire air pressure is appropriate and a front wheel side control amount Gfr during a rollover prevention control. FIG. 11 (b) is a graph showing a table indicating a relationship between the absolute value of the lateral acceleration Gy used when the outer tire pressure is appropriate and the rear wheel side control amount Grr during the rollover prevention control.
FIG. 12A is a table showing a relationship between the absolute value of the lateral acceleration Gy used when the outer front wheel in the turning direction is a wheel with reduced air pressure and the front wheel side control amount Gfr during the rollover prevention control. FIG. 12B is a table showing the relationship between the absolute value of the lateral acceleration Gy used when the front wheel outside the turning direction is the air pressure-lowering wheel and the rear wheel side control amount Grr during the rollover prevention control. FIG.
FIG. 13A is a table showing the relationship between the absolute value of the lateral acceleration Gy used when only the rear wheel in the turning direction is the air pressure decreasing wheel and the front wheel side control amount Gfr during the rollover prevention control; FIG. 13B is a graph showing the relationship between the absolute value of the lateral acceleration Gy used when only the outer rear wheel in the turning direction is the air-pressure-lowering wheel and the rear wheel side control amount Grr during the rollover prevention control. It is the graph which showed the table showing the relationship.
FIG. 14 is a flowchart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to calculate a target slip ratio.
FIG. 15 is a flowchart showing a routine for the CPU shown in FIG. 1 to set a control mode.
FIG. 16 is a flowchart showing a routine for controlling the braking force applied to each wheel by the CPU shown in FIG. 1;
[Explanation of symbols]
DESCRIPTION OF SYMBOLS 10 ... Vehicle motion control apparatus, 20 ... Front wheel steering mechanism part, 30 ... Drive force transmission mechanism part, 40 ... Brake fluid pressure control apparatus, 50 ... Sensor part, 51 ** ... Wheel speed sensor, 52 ... Steering Angle sensor, 54: lateral acceleration sensor, 56 **: tire pressure sensor, 60: electric control device, 61: CPU.

Claims (5)

車両が旋回状態にあるとき、同車両の安定性が確保されるように同車両の各車輪に付与される制動力を制御する制動力制御手段を備える車両の運動制御装置であって、
前記各車輪のタイヤ空気圧をそれぞれ取得する空気圧取得手段を備え、
前記制動力制御手段は、前記車両が旋回状態にあって、且つ旋回方向における外側の車輪のうちの少なくとも一つのタイヤ空気圧が対応するタイヤ空気圧低下判定基準値よりも低いとき、同車両が旋回状態にあって、且つ同外側の車輪の全てのタイヤ空気圧がそれぞれ対応するタイヤ空気圧低下判定基準値以上であるときに比して、前記各車輪に制動力が付与された結果として同車両に働く同旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントが大きくなるように同各車輪に付与される制動力を制御するように構成された車両の運動制御装置。A vehicle motion control device including a braking force control unit that controls a braking force applied to each wheel of the vehicle so that stability of the vehicle is ensured when the vehicle is in a turning state,
An air pressure acquisition unit for acquiring the tire air pressure of each wheel,
When the vehicle is in a turning state, and the tire pressure of at least one of the outer wheels in the turning direction is lower than a corresponding tire air pressure drop determination reference value, the braking force control unit may control the vehicle in the turning state. And that the braking force is applied to each of the wheels as a result of the braking force being applied to each of the wheels as compared with when all the tire pressures of the wheels on the outer side are equal to or more than the corresponding reference values for determining a decrease in the tire pressure. A vehicle motion control device configured to control a braking force applied to each wheel such that a yawing moment in a direction opposite to a turning direction is increased. 請求項１に記載の車両の運動制御装置において、
前記制動力制御手段は、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくする程度を、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて大きくするように構成された車両の運動制御装置。The vehicle motion control device according to claim 1,
A vehicle motion control device configured to increase the degree of increasing the yawing moment in the direction opposite to the turning direction in accordance with a decrease in tire air pressure of the at least one wheel. 請求項１又は請求項２に記載の車両の運動制御装置において、
前記制動力制御手段は、前記旋回方向と反対方向のヨーイングモーメントを大きくするために、同旋回方向における外側の車輪に付与される各制動力の総和を大きくするように構成された車両の運動制御装置。The motion control device for a vehicle according to claim 1 or 2,
In order to increase the yawing moment in the direction opposite to the turning direction, the braking force control means increases the total sum of the braking forces applied to the outer wheels in the turning direction. apparatus. 請求項３に記載の車両の運動制御装置において、
前記制動力制御手段は、各車輪に付与される制動力の上限値をそれぞれ設定するとともに、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて同少なくとも一つの車輪に付与される制動力の前記上限値を低くするように構成された車両の運動制御装置。The vehicle motion control device according to claim 3,
The braking force control means sets an upper limit value of the braking force applied to each wheel, and sets the upper limit value of the braking force applied to the at least one wheel according to a decrease in the tire air pressure of the at least one wheel. A vehicle motion control device configured to lower the upper limit. 請求項１乃至請求項４のいずれか一項に記載の車両の運動制御装置において、
前記制動力制御手段は、前記車両が旋回状態にあるときであって、且つ、同車両の安定性の低下の程度が所定の程度を超えたときに同車両の安定性を確保するための制動力を同車両の各車輪に付与開始するとともに、前記少なくとも一つの車輪のタイヤ空気圧の低下に応じて前記所定の程度を小さくするように構成された車両の運動制御装置。In the motion control device for a vehicle according to any one of claims 1 to 4,
The braking force control means controls the vehicle to ensure stability of the vehicle when the vehicle is in a turning state and when the degree of stability decrease of the vehicle exceeds a predetermined level. A vehicle motion control device configured to start applying power to each wheel of the vehicle and to reduce the predetermined degree in accordance with a decrease in tire air pressure of the at least one wheel.

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